机械设计基础课程设计带式输送机传动系统设计.doc

目 录1、拟定传动方案1 2、选择电动机3 3、计算传动装置总传动比和分配各级传动比5 4、计算传动装置的运动和动力参数6 5、传动零件的设计86、齿轮传动的设计计算11 7、轴的设计与计算168、联轴器的选择和计算23 9、键的选择与校核25 10 、滚动轴承的选择与寿命校核26 11、减速器箱体的设计2712、减速器附件的选择2813、减速器的润滑与密封33课程设计总结34参考文献351、拟定传动方案结 果1.1技术数据运输带工作拉力F/N运输带工作速度v/m.s-1转筒直径D/mm27001.5450表1.1 技术数据1.2工作条件 运转方向载荷性质起动方式使用年限生产批量工作时间单向平稳空载10小批量每天16小时表1.2 工作条件1.3传动方案分析方案图1.1（a）选用带传动和闭式齿轮传动，有传动平稳、缓冲吸震、过载保护的优点，虽然结构尺寸大，但与上述其他方案相比最为合理。方案图1.1（b）结构紧凑，但蜗杆传动效率低，长期连续工作不经济。方案图1.1（c）结构紧凑且尺寸小，传动效率高，适应繁重工作要求，但是成本较高。方案图1.1（d）选用闭式齿轮传动，适应繁重工作要求，但宽度尺寸较大。一般常选用转速为1000r/min或1500r/min的电动机作为原动机，传动装置总传动比为i=，经计算得传动比约为15.7或23.5，根据总传动比数值，可初步拟定出以一级传动为主的多种传动方案,如图1.2所示。 图1.1 带式运输机传动方案比较图1-2带式运输机传动系统选用方案（a）2、选择电动机结果2.1电动机类型的选择按动力源和工作条件，选用一般用途的Y系列三相异步电动机，卧式封闭结构，电源的电压为380V。2.2电动机容量的选择 （1）根据已知条件，工作机所需要的有效功率为： Pw=4.05 (kw)（2）传动装置的总效率（包括工作机效率）： w=1223456式中，式中1、2、3、4、5、6分别为带传动、齿轮传动的轴承、齿轮传动、联轴器、卷筒轴的轴承及卷筒的效率。由参考资料1表3-3查得：V带传动效率 ，=0.95；齿轮球轴承效率，=0.99；闭式圆柱齿轮传动效率（设齿轮精度为9级）， =0.96；联轴器效率，=0.99；卷筒轴的滚子轴承效率=0.98；输送机滚筒效率,6 =0.96。则传动系统的总效率为： a=w=0.950.9920.960.990.980.96=0.8325工作时，电动机所需的功率为： Pd电动机=4.86（kw)由参考资料1表12-1可知，满足PePd条件的Y系列三相交流异步电动机额定功率Pe应取为5.5kw。（3）电动机转速的选择。 根据已知条件，可得输送机滚筒的工作转速nw为 nw=r/min63.7r/min按照推荐的合理传动比范围，取V带传动的传动比i1 = 24,单级圆柱齿轮传动比i2= 35，则总传动比的合理范围为i=620，故电动机转速的可选范围为nd= i1nw=(620)63.7r/min=382.21274 r/min符合这一范围的同步转速有750、1000r/min，由参考资料1表12-1和12-2查出有二种适合的电动机型号，其技术参数及传动比的比较见下表2-1：表2-1方案的比较方案电动机型号额定功率Pe/kw电动机转速n（r/min）总传动比i电动机质量w外伸轴径Dmm轴外伸长度Emm同步转速满载转速1Y160M2-85.575071511.2311942 1102Y132M2-65.5100096015.078448 110综合考虑电动机的重量以及减速器的传动比，比较二个方案可知：方案1电动机转速低，外廓尺寸及重量较大，。方案2电动机总的传动比适中，重量合适。因此选用电动机的型号Y132M2-6，所选电动机的额定功率Pe=5.5kw，满载转速nm=960 r/min，总传动比适中，传动装置结构紧凑。Y132M2-6电动机的数据和外形，安装尺寸如表2-2。表2-2型号额定功率（KW）转速（r/min）质量（kg）同步满载Y132M2-65.5100096084 a选用电动机的型号Y132M2-63、计算传动装置的总传动比和分配各级传动比结 果3.1各级传动比的分配由选定的电动机的满载转速和输送机滚筒的工作转速，可得带式输送机传动系统的总传动比为： 由传动系统方案（见图1-2）知取V带的传动比i带=4，则圆柱齿轮的传动比i齿轮=3.77在传动比i推荐值范围之内，所以是合理的。i=15.07i带=4i齿轮=3.774、计算传动装置的运动和动力参数结果4.1传动系统的运动和动力参数计算一般按由电动机至工作机之间的传递的路线推算出各轴的运动和动力参数，并将各轴从高速级向低速级依次编号为电动机轴、轴、轴 、卷筒轴 。则传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下所示。（i0=i带,i齿轮=i1)（1） 各轴转速高速轴轴 = r/min=240r/min低速轴轴 n= r/min 63.66 r/min卷筒轴 nw=n63.66r/min（2） 各轴的输入功率轴 P=Pd01 =4.860.95kw =4.617kw轴 P=P12=P23 =4.61750.990.96kw=4.388kw卷筒轴 P=P23= P24=4.3880.990.99kw =4.301kw（3） 各轴输入转矩 =95504.86/960=48.35Nm轴 TI= Td i001= Td i01=48.3540.95Nm=183.72Nm轴 TII=TI i112= TI i123 =183.723.730.990.96=658.26Nm卷筒轴 TIII=TII 24=658.260.990.99Nm=645.16Nm 运动和动力参数的计算结果如表3-3所示：表3-3轴名参数电动机轴轴轴卷筒轴转速96024063.6663.66输入功率P/kw4.864.6174.3884.301输入转矩T/Nm48.35183.72658.26645.16传动比i 4 3.77 1效率 0.95 0.96 0.98nII=63.66r/minnw=63.49r/minPI=4.617kwPII=4.388kwPIII=4.301kwTd=48.35NmTI=183.72NmTII=658.26NmTIII=645.16Nm5、传动零件的设计结 果5.1、确定计算功率查参考资料2由表10-7查得工作情况系数，故 PdV带=KAP=1.25.5kW=6.6kW5.2、选择V带的带型根据PdV带=6.6kW、n1=nm=960r/min,由参考资料2图10-8查出此坐标点位于A型与B型交界处，现暂按选用B型计算。5.3确定带轮的基准直径dd并验算带速 （1）初选小带轮的基准直径由资料表10-8，取小带轮的基准直径 dd1=140mm。 （2）验算带速 v=7.03ms 因5msv25ms,带速合适。（3）计算大带轮的基准直径 dd2=idd1=4140mm=560mm由参考资料2查表10-8，取为dd2=560mm5.4确定V带的中心距a和基准长度(1)，初定中心距a0=930mm。（2）计算带所需的基准长度 = 3006mm 由参考资料2表10-2选带的基准长度Ld=3150mm。 （3）计算实际中心距 中心距的变化范围为988.751130.5mm。5.5验算小带轮上的包角 包角1合适。5.6计算带的根数z （1）计算单根V带的额定功率 由dd1=140mm和n1=960r/min，参考资料2查表10-4得P0= 2.10kw。 根据n1=960r/min，i=4和B型带，由参考资料2查表9-5得P0=0.29 kw。 由参考资料2查表10-6得=0.94；查表10-2得=0.97,于是 P0=( P0+P0) =(2.10+0.29)0.940.97kw2.18kw （2）计算V带的根数 =3.03V带取4根。5.7计算单根V带的初拉力F0 由参考资料2查表10-1查得B型带的单位长度质量q=0.2kgm F0=500+qv2 =500+0.27.032N 205N5.8计算压轴力FQ FQ2zF0sin=(24205sin)N1541.6N6、齿轮传动的设计计算PdV带=6.6kWdd2=560mmLd03006mma1002mm1156z3.03F0205NFQ1541.6N结果6.1材料选择带式输送机的工作载荷比较平稳，对减速器的外廓尺寸没有限制，为了便于加工，采用软齿面齿轮传动。小齿轮选用45钢，调质处理，查参考资料2表11-1取小齿轮齿面平均硬度为240HBS；大齿轮选用45钢，正火处理，查参考资料1表11-1取大齿轮齿面平均硬度为190HBS。6.2参数选择（1）通常，对于开式传动，=1720；对于闭式传动=2040。由于采用软齿面闭式传动，故齿数取=30，113.1所以取整数，z2=114（2）根据工况查参考资料2表11-2，取载荷系数。（3）齿宽系数的选择。由于是单级齿轮传动，且两支承相对齿轮为对称布置，两轮均为软齿面，查参考资料2表11-5知，对于对称布置且大轮或两轮齿面硬度HBS的圆柱齿轮的齿宽系数，取载荷系数=1.2。（4）采用单级减速传动，齿数比。 6.3确定许用应力小齿轮的齿面平均硬度为240HBS。则小齿轮许用接触应力和许用弯曲应力可根据参考资料2表11-1通过线性插值计算，即许用接触应力：许用弯曲应力：大齿轮的齿面平均硬度为195HBS，由参考资料2表11-1通过线性插值求得大齿轮的许用接触应力和许用弯曲应力分别为许用接触应力：许用弯曲应力：6.4计算小齿轮的转矩由转矩公式，式中：主动轮传递的功率（kw）;主动轮的转速（r/min）。计算出小齿轮的转矩为6.5按齿面接触疲劳强度计算因为对于闭式软齿面（硬度）的齿轮传动，其主要失效形式为齿面点蚀，故先按齿面接触疲劳强度进行计算，确定齿轮传动的主要参数和尺寸，然后校核齿根弯曲疲劳强度。 对于标准直齿圆柱齿轮，接触疲劳强度的设计公式为 式中：为小齿轮的分度圆直径（）;为小齿轮的转矩（）;为齿数比，；为齿宽系数，其中b为齿宽（）；为弹性影响系数；为许用接触应力(MPa)。则取较小的许用接触应力，由参考资料2表11-3取弹性影响系数=189.8代入上接触疲劳强度设计式中，得小齿轮的分度圆直径为 =（） 75,7mm所以，小齿轮的模数为取标准模数。6.6计算齿轮的主要几何尺寸小齿轮分度圆直径：大齿轮分度圆直径：小齿轮齿顶圆直径：大齿轮齿顶圆直径： 中心距： 齿轮的设计宽度 ：齿全高：齿厚：齿根高：齿顶高：小齿轮齿根圆直径：大齿轮齿根圆直径：为了保证齿轮传动有足够的啮合宽度，一般取大齿轮的齿宽，小齿轮的齿宽+（510），即。故取，。6.7按齿根弯曲疲劳强度校核确定有关系数如下。齿形系数 查参考资料2表11-4得=2.62，应力修正系数 查参考资料2表11-4得 ，由弯曲校核公式得 综上所述，齿根弯曲强度校核合格。6.8齿轮精度的选择由齿轮传动的圆周速度为 故查参考资料1表12-2，可选择精度等级为9的齿轮。6.9齿轮的受力分析图6-1所示为一标准直齿圆柱齿轮传动，轮齿在节点P处接触。忽略摩擦力，轮齿间相互作用的法向力沿着啮合线方向并垂直于齿面。为方便计算，将法向载荷在节点P处分解为两个相互垂直的分力，即圆周力和径向力（单位均为N）。图6-1 直齿圆柱齿轮轮齿的受力分析由此得： 圆周力：径向力：法向力： Nmm =189.8 7、轴的设计与计算结果7.1轴的选材由参考资料2表11-1查得选用45钢，正火处理，硬度HBS170217，许用弯曲应力 ,许用扭转切应力。7.2初步估算轴的最小直径由轴径的设计计算公式，其中为轴传递的功率(kw)；为轴的转速(r/min)，又查参考资料2表15-3 ，取。故主动轴=29.6，考虑到轴上还开有一个键槽，故轴径还应增大5%7%，所以，主动轴，选取标准直径。从动轴=45.7，考虑到该段轴上还开有一个键槽，故轴径还应增大5%7%，所以，从动轴，选取标准直径。7.3齿轮轴的结构设计，初定轴径及轴的轴向尺寸(1)轴上零件的定位、固定和装配 主动轴采用齿轮轴结构，如图7-1所示1，5滚动轴承 2轴 3齿轮 6轴承端盖 7轴端挡圈 8箱体 9带轮 10键图7-1 主动轴的零件工作图(2) 确定轴各段直径和长度尺寸 段：由于带轮与轴外伸轴通过键联接，则轴径还应增大5%7%，则取直径，又带轮的轮缘宽为B=，由于轴头长度是由所装零件的轮毂宽度所决定的，其长度要比轮毂宽度小23mm，故取第一段长度。段：对于阶梯轴的台阶，当相邻轴段直径变化起定位作用时，轴径变化应大些，取68，故取。根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为，则取该段的长度。段：该段装有滚动轴承，由于该段轴承需要承受径向载荷，轴向载荷为零，故选用深沟球轴承，选用型轴承，查参考资料1表15-4得其基本尺寸、，则该段的直径为，长度取。段：该段为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取，长度。段：该段装有齿轮，并且齿轮与键联接，故轴径要增加5%7%,则该段的直径，由于齿轮的宽度为108，则取此段长度为。段：该段为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取，长度。段：该段为滚动轴承安装出处，取轴径为，长度。(3 )主动轴的强度校核、扭矩、圆周力：、径向力：由上述确定的各轴长度尺寸得，两支座间距离水平面的支反力：水平面的弯矩：垂直面的支反力：垂直面的弯矩：1）、作主动轴受力简图（如图7-2所示）166.3181.8156.3 危险截面当量弯矩扭矩合成弯矩垂直弯矩水平面弯矩569 166.3 图7-2 主动轴受力简图2）、合成弯矩计算 把水平面和垂直面上的弯矩按矢量和合成起来，其大小为 3）、校核轴的强度 轴在AB间齿轮处的弯矩和扭矩最大，故为轴的危险截面。轴单向转动，扭矩可认为按脉动循环变化，故取折合系数。轴的材料为45钢，正火处理，查参考资料1表15-1得 许用弯曲应力=55,由轴的弯扭合成强度条件=，式中：为轴所受的弯矩；为所受的扭矩；为轴的抗弯截面系数，圆轴的。求得， 14.99则强度足够。4 、从动轴的强度校核（1）、确定轴上零件的定位和固定方式单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对于轴承对称分布，齿轮右面轴肩定位，左面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和套筒轴向定位，与轴之间采用过渡配合固定。为了便于轴承上零件的安装与拆卸，常将轴做成阶梯形。对于一般剖分式箱体中的轴，它的直径从轴端逐渐向中间增大。如图8-1所示，可依次将联轴器、轴承盖、左端滚动轴承、和齿轮从轴的右端装拆，另一滚动轴承从左端装拆。为使轴上零件易于安装，轴端及各轴端的端部应有倒角。从动轴的零件布置图如图7-3所示：1，5滚动轴承 2轴 3齿轮 4套筒 6轴承端盖7键 8箱体 9轴端挡圈 10半联轴器 图7-3 从动轴的工作零件图（2）、确定轴各段直径和长度根据计算扭矩公式，式中，为联轴器工作情况系数，查参考资料2表14-1取，为名义扭矩，求得扭矩为。按照的条件，查参考资料1表16-4，选择弹性柱销联轴器，型号为。其公称转矩为：1250，取半联轴器的轴孔直径，半联轴器与轴配合的毂孔长度为。段：由于联轴器与轴通过键联接，则轴径应增加5%7%,取从动轴，又半联轴器的轴孔直径，故取此段轴直径，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的断面上，故取此段轴长度。段：为了满足半联轴器的轴向定位要求，该段右端需制出一轴肩，故取该段的直径，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为32，故取该段长为段：该段装有滚动轴承，由于该段轴承需要承受径向载荷的同时，还有不大的轴向载荷，故采用深沟球轴承，选用6212型轴承，查参考资料1表15-4得其基本尺寸、，则该段的直径为，长度取。段：该段装有齿轮，并且齿轮与键联接，故轴径要增加5%7%,则该段轴的直径取，又大齿轮的齿宽为100，为了保证定位的可靠性，取此轴段长度为。段：考虑齿轮的轴向定位，取定位轴肩的直径为，长度取。段：此处为台阶，直径，长度。段：该段为滚动轴承的安装处，可取该段轴径，长度为。（3）、求齿轮上作用力的大小， 、扭矩由于它们是作用力与反作用力的关系，则、圆周力：、径向力：由上述的各轴长度尺寸得，两支座间距离水平面的支反力：水平面的弯矩：垂直面的支反力：垂直面的弯矩：（4）、作从动轴受力简图（如图7-4所示）46.98N.m水平面弯矩129.08N.m 垂直面弯矩176.06N.m 合成弯矩658.3N.m扭矩137.4N.m危险截面当量弯矩 图7-4 从动轴受力简图（5）、合成弯矩的计算 把水平面和垂直面上的弯矩按矢量和合成起来，其大小为（6）、校核轴的强度 轴单向回转，扭矩可认为按脉动循环变化，故取折合系数。轴的材料为45钢，正火处理，查参考资料2表15-1得许用弯曲应力=55,由轴的弯扭合成强度条件为：=，式中：为轴所受的弯矩；为所受的扭矩；为轴的抗弯截面系数，圆轴的。求得： 15.95则强度足够。mmMD=137363.63N.m8、联轴器的选择和计算结果由于被联接两轴对中性，扭矩不是很大，轴的工作转速不大，且减速器载荷平稳，没有特殊的要求，考虑到装拆方便与经济问题，选用弹性柱销联轴器。8.1计算名义扭矩8.2 确定计算扭矩根据计算扭矩公式，式中，为联轴器工作情况系数，查参考资料2表14-1取，为名义扭矩，则求得扭矩为按照，的条件，查参考资料1表16-4，选择弹性柱销联轴器，型号为，其公称转矩为：1250，其许用转速。采用Y型孔，取半联轴器的轴孔直径，轴孔长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度为。T=660.3N.m9、键的选择与校核结果9.1主动轴上键联接的选择和计算I、（1）选键的类型 主动轴外伸端直径，根据工作条件以及考虑到键在轴中部安装，根据参考资料1表14-10，选圆头普通A型平键。（2）确定键的尺寸由参考资料1表14-10查得，时，键剖面尺寸为键长。参考V带轮轮缘宽度及键长L的尺寸系列，取L=63mm。键的标记为GB/T 10961979（3）强度校核其挤压强度公式为，并取，则其工作表面的挤压应力为由参考资料2表12-7可知，轮毂材料为铸铁，且载荷平稳时，许用挤压应力，故连接能满足挤压强度要求。II、（1）选键的类型 与齿轮联接处轴径，根据工作条件以及考虑到键在轴中部安装，根据参考资料1表14-10，选圆头普通A型平键。（2）确定键的尺寸由参考资料1表14-10查得，时，键剖面尺寸为键长。参考齿轮轮毂宽度及键长L的尺寸系列，取L=80mm,键的标记为GB/T 10961979。（3）强度校核则其挤压强度公式为，并取，则其工作表面的挤压应力为由参考资料2表12-7可知，轮毂材料为钢，且载荷平稳时，许用挤压应力，故连接能满足挤压强度要求。9.2从动轴上键联接的选择和计算 I、(1) 选键的类型从动轴外伸端直径，根据工作条件以及考虑到键在轴中部安装，根据参考资料1表14-10，选圆头普通A型平键。（2）确定键的尺寸由参考资料1表14-10查得，时，键剖面尺寸为键长。参考联轴器轴孔长度L1及键长L的尺寸系列，取L=70mm。键的标记为GB/T 10961979（3）强度校核其挤压强度公式为，并取，则其工作表面的挤压应力为:由参考资料2表12-7可知，轮毂材料为钢，且载荷平稳时，许用挤压应力，故连接能满足挤压强度要求。II、(1) 选键的类型与齿轮联接处轴径，根据工作条件以及考虑到键在轴中部安装，根据参考资料2表14-10，选圆头普通A型平键。（2）确定键的尺寸由参考资料1表14-10查得，时，键剖面尺寸为键长。参考齿轮轮毂宽度及键长L的尺寸系列，取L=80mm,键的标记为GB/T 10961979。（3）强度校核则其挤压强度公式为，并取，则其工作表面的挤压应力为由参考资料2表12-7可知，轮毂材料为钢，且载荷平稳时，许用挤压应力，故连接能满足挤压强度要求。选圆头普通A型平键GB/T 10961979选圆头普通A型平键。GB/T 10961979。选圆头普通A型平键。GB/T 10961979选圆头普通A型平键。GB/T 1096197910、 滚动轴承的选择与寿命校核结果10.1主动轴的轴承设计计算（1）、初选轴承型号由于轴承主要是承受径向载荷，轴向载荷为零，且考虑到经济成本。根据上述轴径及长度的计算，选择深沟球轴承，型号初选为6209（2个），由参考资料1表15-4查得。（2）、根据减速器的工作条件，轴承预期寿命。 （3）、计算当量动载荷因该轴承在此工作条件下受径向载荷作用。且。查参考资料2表13-5取径向动载荷系数，轴向动载荷系数，则。 （4）校核轴承寿命查参考资料2表13-4取轴承的温度系数，又球轴承的寿命指数，则所选轴承的寿命为：由于轴承寿命大于轴承预期寿命，即，故轴承寿命满足要求，选用6209型轴承。10.2 从动轴的轴承设计计算（1）、由于轴承主要是承受径向载荷，还有不大的轴向载荷，可以忽略不计。且考虑到经济成本。根据上述轴径及长度的计算，选择深沟球轴承，型号初选为6212（2个），由参考资料1表15-4查得。（2）、根据减速器的工作条件，轴承预期寿命。 （3）、计算当量动载荷因该轴承在此工作条件下主要受径向力作用，则。查参考资料2表13-5取径向动载荷系数，轴向动载荷系数则。 （4）、校核轴承寿命 查参考资料2表13-4取轴承的温度系数，又球轴承的寿命指数，则所选轴承寿命为：，选用6212型轴承。选用6209型轴承选用6212型轴承11、减速器箱体的设计结果按参考资料2表6-1经验公式计算，得减速器铸造箱体的结构尺寸列表11-1名称符号 尺寸计算结果箱座壁厚8箱盖壁厚8箱座、箱盖上部凸缘厚度12、12箱座底凸缘厚度20箱座、箱盖上的肋板厚8、8轴承旁凸台的高度和半径由机构确定，25轴承盖的外径，为轴承外径130地脚螺栓直径与数目单级100200250121620204444通孔直径15202525沉头座直径32454848底座凸缘尺寸2225303020232525联接螺栓轴承旁联接螺栓直径15箱座箱盖联接螺栓直径螺栓的间距11联接螺栓直径6810121414通孔直径791113.515.515.5沉头座直径131822263030凸缘尺寸121518202222101214161818定位销直径8轴承盖螺钉直径9视孔盖螺钉直径7吊环螺钉直径由参考资料1表19-13确定箱外壁至轴承底端面距离+（58）50大齿轮顶圆与箱体内壁距离12齿轮端面与箱体内壁距离14箱座高度24412、减速器附件的选择12.1窥视孔及视孔盖 窥视孔一般放置在盖板盖上，用M6M10的螺钉紧固，采用加强垫片加强密封，盖板常用钢板或铸铁制成，窥视孔及视孔盖的结构如图12-1所示 图13-1 窥视孔及视孔盖结构其结构尺寸查参考资料1表19-4，由于单级，则表12-1窥视孔及视孔盖的尺寸符号直径孔数尺寸12010590907560744512.2螺塞及封油垫 为了便于放油和排出箱底杂质，应在油池最低处设置放油螺塞，放油孔应设置在不与其他部件靠近的一侧，箱体内底面一般做成向底端倾斜的结构，以便污油流出。平时，放油孔用螺塞和油封垫堵住，加强密封。螺塞和油封垫的结构如图12-2所示 图12-2 螺塞和油封垫结构螺塞和密封垫的结构尺寸见表12-2 表12-2 螺塞和密封圈结构尺寸基本尺寸极限偏差17.83024.2210 0.2830154312.3通气孔 减速器在工作时，箱体内的温度会升高，使箱体内气体膨胀，气压升高。为了便于箱体内的热气溢出，保证箱体内外压力平衡，提高箱体分界面和外伸轴密封处的密封性，常在箱盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，其结构如图