用矿链板输送机传动装置设计大学论文.doc

机械设计基础课程设计设计说明书 设计者：指导教师： 目 录一 设计任务书 3二 传动方案的拟定 4三 电机的选择 4四 运动和动力参数的计算 5五 传动件的设计计算 6六 轴的设计 12七 滚动轴承的选择与寿命计算 20八 联轴器的选择 24九 键联接的选择和验算 25十 箱体的设计 26十一 减速器附件的设计 26十二 润滑和密封 27参考文献28一、设计任务书矿用链板输送机传动装置设计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：矿务局中心机厂 中型机械厂；2、输送机简图：如图13、原始数据： 运输机链条速度：0.6m/s； 运输机链条拉力：12KN； 主动星轮齿数：11； 主动星轮节距：50mm；4、设计任务： （1）设计内容：电动机选型传动件设计减速器设计联轴器选型设计； （2）设计工作量：装配图1张零件图2张；二、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2：三、电机的选择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=175.2,则=65.44r/min（2）功率 pw=Fv=12×0.6=7.2kw2、电动机的功率（1）传动装置的总效率 由参考文献1表1-2查得： 滚筒效率1=0.96； 弹性联轴器效率2=0.99； 滚动轴承效率3=0.98； 圆柱齿轮传动效率4=0.97； 圆锥齿轮传动效率5=0.95； 由于有两个滚筒，两个联轴器，三个滚动轴承。 故总效率=12223345=0.962×0.992×0.983×0.97×0.95=0.7834（2）所需电动机的功率 Pr=Pw/=7.2/0.7834kw=9.19kw3、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。四、运动和动力参数的计算1、分配传动比（1）总传动比：i=970/65.44=14.822（2）各级传动比：多级减速器可按照，可按照“前小后大”（即由高速级向低速级逐渐增大）的原则分配传动比，且相邻两级差值不要过大。这种分配方法可使各级中间轴获得较高转速和较小的转矩，因此轴及轴上零件的尺寸和质量下降，结构较为紧凑。 直齿圆锥齿轮（高速级）传动比i12=0.25i=3.705 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=3.705×4=14.82 因为i=i-i实=0.002<0.05,故传动比满足要求。2、运动和动力参数计算（1）轴0（电动机轴） P0=Pr=9.19kw n0=970r/min T0=9550×9.19/970=90.478N·m（2）轴1（高速轴）P1=P0·1·2=9.19×096×099=8.734kw n1=n0=970r/min T1=9550P1/n1=9550×8.734/970=85.989N·m（3）轴2（中间轴） P2=P1·3·5=8.734×0.98×0.95=8.131kw n2=n1/i12=970÷3.705=261.81r/min T2=9550P2/n2=9550×8.131/261.81=296.293N·m（4）轴3（低速轴） P3=P2·3·4=8.131×0.98×0.97=7.729kw n3=n2/i23=261.81÷4=65.45r/min T3=9550P3/n3=9550×7.729/65.45=1127.76N·m（5）轴4（运输机主轴） P4=P3·1·2·3=7.198kw n4=n3=65.45r/min T4=9550P4/n4=9550×7.198/65.45=1050.387N·m五、传动件的设计计算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=217255 Hlim1=580MPa, Flim1=220MPa 大齿轮材料选用45号钢，正火处理，HB=162217 Hlim2=560MPa, Flim2=210MPa 查参考文献3表16.2-16,取许用应力SH=1.25,SF=1.6,则 H1=Hlim1/SH=464MPa F1=Flim1/SF=137.5MPa H2=Hlim2/SH=448MPa F2=Flim2/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(无限制，为了使结构紧奏)，则Z2=Z1·i12=16×3.705=59.28,取Z2=60 实际齿数比=Z2/Z1=3.75 分锥角1= arctan=arctan=14.931° 2= arctan=arctan=75.068° 取载荷系数K=1.5 由参考文献3表16.4-26小齿轮分度圆直径dt1=1951=1951×=105.85 大端模数m=de1/Z1=6.61 查参考文献3表16.4-3，取m=7（3）齿轮参数计算 大端分度圆直径d=zm=112 d=zm=60*7=420 齿顶圆直径=112+2×7×cos14.932°=125.527 420+2×7×cos75.068°=423.607 齿根圆直径=112-2.4×7cos14.932°=98.167 =420-2.4×7cos75.068°=415.671第一步：求出分锥角a，tan a1=Z1/Z2(两齿轮轴线垂直的情况下，如果不垂直，要把交角考虑进去)第二步：求出齿轮的分度圆直径d1，d1=mZ1，第三步：求出锥距R，R=d1/(2*sin a1)第四步：根据不同的齿制选择不同的齿宽系数其中：直齿（1/41/3），零度弧齿（1/4），弧齿中”等顶隙收缩齿“（1/3.51/3），弧齿中”等高齿“（1/41/3）通常取齿宽系数 外锥距112/2sin14.932°=217.330 齿宽65.199,取b=66 中点模数7*0.85=5.95 中点分度圆直径112*0.85=95.2 420*0.85=357 当量齿数16.559,232.853 当量齿轮分度圆直径98.526 1385.532 锥齿轮： 当量齿轮齿顶圆直径107.1 1397.432 当量齿轮齿根圆直径92.584 1301.974 当量齿轮传动中心距742.029 当量齿轮基圆齿距17.556 当量齿轮断面齿形角取为啮合线长度=33.145 端面重合度1.887 齿中部接触线长度=65.881（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=309.75MPa<=464MPa 大齿轮 =153.32MPa<=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+0.75/1.887=0.647所以=23.969MPa<=137.5MPa=22.315MPa<=137.5MPa即齿轮的弯曲强度也满足要求。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=217255 =580MPa =220MPa大齿轮：45号钢，正火处理，HB=162217 =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=296.293N·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，由于大齿轮的强度低故按大齿轮计算： =448MPa 将以上数据代入计算中心距的公式得： =291.923 圆整为标准中心距 按经验公式，法面模数=(0.0070.002)×300=2.16 取标准法面模数=4 初取=12°,cos12°=0.978 取=29，=4×29=116 求螺旋角：,所以=14°48 端面模数 =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=4938.38N 查参考文献3表16.2-43,MPa 节点区域系数按14°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： =299.21MPa<=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：=296.293N·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：=54.371MPa 计算许用弯曲应力: 查参考文献3表16.2-46取最小安全系数=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 =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 取小齿轮比大齿轮宽35mm，=95，=90六、轴的设计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： =23.92 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 1）由联轴器尺寸确定由联轴器的轴毂长度L=82和直径d=30及相关要求，可确定mm, 2）由轴承尺寸确定由轴承型号为30208，其主要参数有：40*80*19.75。可确定, 3）由经验轴承单边高35mm，确定，由经验公式 ，取=110mm。4）根据轴承安装方便的要求，取比小3mm得=37mm。 根据安装轴承旁螺栓的要求，取mm。5）根据对称布置和锥齿轮宽度，确定mm。mm。如图所示，主要尺寸已标出（4）轴上受力分析（如图4a所示） 齿轮上的作用力圆周力：=1806.49N径向力：=635.427 N轴向力：=168.967 N 求轴承的支反力 水平面上支反力：N N垂直面上支反力： =428.628N =1065.837N（5）画弯矩图 剖面B处弯矩： 水平面上弯矩=178.8N·m 垂直面上的弯矩 =46.8N·m 合成弯矩=184.823 N·m剖面C处弯矩：=8.04N·m（6）画转矩图 85.989N·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 =191.934N·m 剖面C处当量弯矩 =52.38N·m（8）判断危险剖面并验算强度 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=29.98MPa<59MPa 剖面C处直径最小，为危险剖面 MPa=19.4MPa<MPa 所以该轴强度满足要求。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 =36.147 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1）由轴承尺寸确定由轴承型号为30208，其主要参数有：40*80*19.75。为了利于固定，一般取比T小1mm，故可确定=18mm，mm。2）由对称性和经验轴肩单边高35mm，确定，由经验公式取mm。3）根据小齿轮=95。确定mm，。4）由经验轴肩单边高35mm，确定，由经验公式 mm，取=50mm。5）根据锥齿轮齿宽取mm，根据对称性取=55mm。如图所示，主要尺寸已标出。（4）轴上受力分析（如图6a） 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： =1806.49N 径向力：168.967N 轴向力：635.427N齿轮3上的作用力 圆周力：=4939.86N 径向力：=1856.94N 轴向力：=1268.34N求轴承的支反力 水平面上支反力：=-（4939.86×751806.49×216）/288=68.445N =(4939.86×2131806.49×75)/288=3182.99N垂直面上支反力： =(635.427×357/2+168.967×216+1856.94×75-1268.34×119.996/2)/288=739.907N =(1268.34×119.996/2+1856.94×213+168.967×72-635.427×357/2)/288=1285.99N（5）画弯矩图（如图6b、c）剖面C处弯矩： 水平面上：=-72×68.445×0.001=-4.928N·m垂直面上：=72×739.907×0.001=53.273N·m =(72×739.907-635.427×357/2)×0.001 =-60.15N·m 合成弯矩：=53.50N·m =60.35N·m剖面D处弯矩： 水平面上：=75×3182.99×0.001=238.7N·m 垂直面上：=75×1285.99×0.001=96.44N·m =(75×1285.99-1268.34×119.996/2)×0.001 =20.35N·m 合成弯矩：=257.44N·m =239.56N·m（6）画转矩图 =296.293N·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： =313.194N·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： =18.824MPa<=59MPa 即该轴强度满足要求。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）初步估算轴径 由于材料为40Cr，查参考文献3表19.3-2选取A=100，则得： =49.04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50（3）轴的结构设计1）由联轴器尺寸确定由联轴器的轴毂长度L=142和直径d=50及相关要求，可确定mm, 2）由轴承尺寸确定由轴承型号为32012，其主要参数有：60*95*23。为了利于固定，一般取=比T小1-3mm，故可确定=20mm，mm。3）由经验轴肩单边高35mm，确定，mm，mm,由经验公式取mm。根据安装轴承旁螺栓的要求，取mm。4）根据大齿轮=90。确定mm，。5）由经验轴肩单边高35mm，确定mm，由经验公式 mm，取=130mm。（4）轴上受力分析齿轮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：=4939.86N径向力：=1856.94N轴向力：=1268.34N 求轴承的支反力水平面上：=4939.86×65/259=1239.73N =4939.86×194/259=3700.126N垂直面上：=(1856.94×65+1268.34×479.985/2) /259=1641.066N =(1856.94×194-1268.34×479.985/2)/259=215.65N（5）画弯矩 剖面C处弯矩： 水平面上：=240.50N·m 垂直面上：=318.366N·m =(1641.066×194-1268.34×478.985/2)×=14.608N·m 最大合成弯矩： =398.99N·m（6）画转矩图 =1127.76N·m（7）计算当量弯矩 =69/118=0.585 剖面C处当量弯矩=771.005N·m 剖面D处当量弯矩 =659.739N·m（8）判断危险剖面并验算强度 C处当量弯矩最大，为危险剖面。 MPa=22.47MPa<69MPa D直径最小，并受较大转矩，为危险剖面 MPa=52.779MPa<=69MPa七、滚动轴承的选择与寿命计算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） 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：=1461.468N=3376.316N 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：=1461.468/2×1.6=456.70N=3376.316/2×1.6=1055.098N轴承的轴向载荷：因轴承被“压紧”，故： =1224.065N =1055.098N（3）求轴承的当量动载荷P 轴承:= 1224.065/1461.468=0.837>e=0.37 查参考文献4表14-12，=1.5 =1.5×(0.4×1461.468+1.6×1224.065)=3034.63N 轴承:= 1055.098/3034.63=0.347<e=0.37 =1.5×3034.63=4551.945N 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，每年300天，每天8小时，则L=10×300×8=24000h 因，故所选轴承合适。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）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， =743.066N =3432.95N 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： =743.066/2×1.6=232.208N =3432.95/2×1.6=1072.79N轴承的轴向载荷： 其中 1268.34-637.427=632.913N 因，使轴承I被“压紧”，故： =1708.217N 1072.79N（3）求轴承的当量动载荷P 轴承：=1708.217/743.066=0.337<e=0.37 =4545.56 轴承：=884.026/3432.95=0.257<e=0.37 1.5×3432.95=5149.42N 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 =146583h>L=24000h故所选轴承满足要求。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32012，其主要参数为：d=60,D=95,Cr=81.8KN,e=0.43,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） 求径向载荷根据“轴的设计”中已算出的低速轴3的轴的支反力： 2056.703N 3706.404N 求轴向载荷轴承内部轴向力Fs,按参考文献4表14-13： 2056.703/2×1.4=734.53N =3706.404/2×1.4=1323.71N 轴承的轴向载荷：其中 =1268.34N,因使得轴承被“压紧”，故： =1323.71+1268.34=2592.06N =1323.71N（3）求轴承的当量动载荷 轴承:= 2592.06/2056.703>e=0.43 查参考文献4表14-12，=1.5 1.5×(0.4×2056.703+1.4×2592.06)=6677.34N 轴承:= 1323.71/3706.404=0.357<e=0.43 =1.5×3706.404=5559.606N 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=10/3 =31637h>L=24000h 即所选轴承满足使用要求。八、联轴器的选择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415-1，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=90.478N·m,所以=1.5×90.478=135.717N·m 根据=135.717N·m小于公称转矩，n=970r/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=3048,孔长=82，=82，满足联接要求。 标记为:HL3联轴器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415-1，计算转矩为，依然查参考文献4表15-1有=1.5，此时T=1035.689N·m,所以=1.5×1127.76=1691.64N·m 根据=1691.64N·m小于公称转矩，=65.45r/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=5070,孔长=142，=142，满足联接要求。 标记为:HL5联轴器九、键联接的选择和验算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=85.989N·m由轻微冲击，查参考文献4表10-1得=100MPa,所以4×1000×85.989/30×7×62=26.417MPa<=100MPa 故此键联接强度足够。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=85，即d=30,h=8,l=L-b=75,T=85.989N·m 由轻微冲击，查参考文献4表10-1得=100MPa, 所以4×1000×85.989/30×8×75=19.018MPa<=100MPa 故此键联接强度足够。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66，故取键长L=60，即d=50,h=9,l=L-b=46,T=296.293N·m，由轻微冲击，查参考文献4表10-1得=100MPa,所以4×1000×296.293/50×9×46=57.25MPa<=100MPa故此键联接强度足够。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。5、大斜齿轮与低速轴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,因大斜齿轮齿宽为90，故取键长L=80，即d=70,h=12,l=L-b=60,T=1127.76N·m，由轻微冲击，查参考文献4表10-1得=100MPa,所以4×1000×1127.76/70×12×60=89.504MPa<=100MPa，故此键联接强度足够。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=1050.387N·m，由轻微冲击，查参考文献4表10-1得=100MPa,所以4×1000×1050.387/50×9×116=80.489MPa<=100MPa，故此键联接强度足够。十、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。十一、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。十二、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，19932洪钟德主编：简明机械设计手册，同济大学出版社，20023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，20044黄华梁、彭文生主编：机械设计基础（第三版），高等教育出版社，20015徐灏主编：新编机械设计师手册，机械工业出版社，199530