电动机卷扬机传动装置设计课程设计

1、机械设计课程设计计算说明书 题 目 电动机卷扬机传动装置 专业班级 学 号 学生姓名 指导教师 目录 第一章 传动装置的总体设计11.1减速器类型及特点11.2电动机的选择11.3减速器各级传动比的分配21.4传动装置运动和动力参数的计算2第二章 蜗轮蜗杆的设计62.1选择蜗轮蜗杆的传动类型62.2选择材料62.3按齿面接触疲劳强度计算进行设计62.4蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸72.5校核齿根弯曲疲劳强度82.6效率的验算92.7精度等级公差和表面粗糙度的确定9第三章 圆柱齿轮的设计103.1材料选择103.2按齿面接触强度计算设计103.3按齿根弯曲强度计算设计12第四章 轴的设计及校核

2、144.1按扭矩初算轴径144.2蜗杆的结构设计144.3蜗轮轴的设计计算164.4蜗轮轴的结构设计164.5轴的校核18第五章 标准件的选择及校核计算275.3键的选择及校核285.4 联轴器的选择及校核30第六章 箱体及附件的设计316.1箱体结构设计316.2附件的功用及结构设计31设计总结33参考文献34附录35第一章 传动装置的总体设计传动装置的总体设计，主要包括拟定传动方案、选择原动机、确定总传动比和分配各级传动比以及计算传动装置的运动和动力参数。1.1减速器类型及特点本减速器传动方案为单级蜗轮蜗杆减速器，具有传动比大，结构紧凑，并且传动平稳。下置式蜗杆减速器润滑条件较好，故选下置

3、式蜗轮蜗杆传动。1.2电动机的选择本减速器是单极蜗轮蜗杆传动，频繁启动、制动，有较大的振动和冲击，转动惯量小，且应具备自锁的功能，故选YZ、YZR系列的电机。主要计算过程如下： 工作机所需输入功率 （式1-1）所需电动机的输出功率 （式1-2）传递装置的效率的选择：取自文献【1】表12-8，因为是蜗杆传动，采用有润滑，且选双头蜗杆。每一传动副的效率如下：刚性联轴器的传动效率0.97 ：每一对轴承效率效率0.98：每一个联轴器传动效率0.99：开式齿轮的传动效率0.97：蜗轮蜗杆的传动效率0.75：工作机效率0.97总效率为：（式1-3）由参考文献【1】表3-2得开式齿轮及蜗杆传动比范围如下：开

4、式圆柱齿轮传动比=35蜗杆传动比=1040由传动比公式得总传动比范围为：=*=（35）（1040）=30200（式1-4）故点击可选转速范围=*n=(30200)*8.377=251.311675.4r/min依据=3.919kw =251.311675.4r/min =15% 每班工作不超过10min 故选电机YZR132M6型 =5.0kw =875r/min1.3减速器各级传动比的分配 电机转速与工作机转速的比值即为总传动比 总传动比 =104.453（式1-5）开式圆柱齿轮传动比=35蜗杆传动比=1040初步取开式齿轮及蜗杆传动比如下：开式圆柱齿轮传动比=4蜗杆传动比=26.113 （

5、式1-6）1.4传动装置运动和动力参数的计算 为进行传动零件的设计计算，就计算传动装置运动和动力参数的计算，即各轴的转速、功率和转矩。一、各轴转速将传动装置各轴从高速到低速依次定为I轴 II轴 III轴 IV轴 ： 依次为电动机与I轴 I轴与II轴 II轴与III轴 III轴与V轴的传动效率 则各轴转速为： 式（1-7）式（1-8）二、各轴的功率1.各轴的输入功率 轴 轴 轴 轴 工作机 2.各轴的输出功率 三、各轴的转矩1.各轴的输入转矩电动机 轴 轴 轴 IV轴 V轴 2.各轴的输出转矩轴 轴 轴 IV轴 V轴 表1.1各轴的运动参数表轴号功率转矩(Nm)转速(r/min)传动i效率输入输

6、出输入输出电机轴3.91942.77875 0.991轴3.883.842.3541.4787526.1130.7352轴2.852.79812.27795.1733.5080.973轴2.772.71789.47772.36833.50840.964轴2.632.582998.272941.278.3770.96工作机轴2.582.52941.272850.078.377第二章 蜗轮蜗杆的设计输入功率 寿命2.1选择蜗轮蜗杆的传动类型渐开线蜗杆相当于一个少齿数、大螺旋角的渐开线圆柱斜齿轮，并且便于加工。根据GB/T100851998 选择ZI2.2选择材料考虑到蜗杆传动功率不大，速度只是中等

7、，故蜗杆选45钢，因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为45-55HRC.蜗轮用ZCuSn10P1,金属模制造。为了节约贵重的有色金属，仅齿面用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100制造。2.3按齿面接触疲劳强度计算进行设计根据闭式蜗杆传动的设计进行计算，先按齿面接触疲劳强度计算进计算，再校对齿根弯曲疲劳强度。由文献【3】式（11-12），得传动中心距 式（2-1）(1)由前面的设计知作用在蜗轮上的转矩T2=812.27按Z=2,估取(2)确定载荷系数K因工作比较稳定，取载荷分布不均系数；由文献3表11-5选取使用系数；由于转速不大，工作冲击不大，可取动载系；则 式（2-2）(

8、3)确定弹性影响系数因选用的是45钢的蜗杆和蜗轮用ZCuSn10P1匹配的缘故，有(4)确定接触系数先假设蜗杆分度圆直径d1和中心距a的比值，从文献3图11-18中可查到(5)确定许用接触应力根据选用的蜗轮材料为ZCuSn10P1，金属模制造，蜗杆的螺旋齿面硬度45HRC，可从文献311-7中查蜗轮的基本许用应力应力循环次数 式（2-3） 寿命系数式（2-4）则 式（2-5）(6)计算中心距: 取a=200mm,由 i=26.113，则从文献【3】表11-2中查取 模数m=8蜗杆分度圆直径从图中11-18中可查，由于，即以上算法有效。2.4蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 (1)由文献【3】表1

9、1-3得蜗杆的主要参数如下：轴向尺距Pa= 19.79mm直径系数q= =10式（2-6）齿顶圆直径 式（2-7）齿根圆直径 式（2-8）分度圆导程角 式（2-9） 蜗杆轴向齿厚 式（2-10）(2)有文献【3】表11-3、11-4得蜗轮的主要参数如下： 蜗轮齿数, 变位系数验算传动比i=53/2=26.5传动比误差 在误差允许值内蜗轮分度圆直径喉圆直径齿根圆直径咽喉母圆半径2.5校核齿根弯曲疲劳强度 式（2-11）当量齿数 式（2-12）根据 从文献3图11-9中可查得齿形系数Y=2.18螺旋角系数 式（2-13）许用弯曲应力从文献3表11-8中查得有ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯

10、曲应力=56MPa寿命系数 式（2-14） 式（2-15） 弯曲强度是满足的。2.6效率的验算 闭式蜗杆传动的功率损耗一般包括三部分，即啮合摩擦损耗、轴承摩擦损耗及浸入油池中的零件搅油时的溅油损耗。而蜗杆传动的总效率，主要取决于取决于计入啮合摩擦损耗时的效率。当蜗杆主动时，则有 式（2-16）已知；与相对滑动速度有关。 式（2-17）从文献3表11-8中用差值法查得： 代入式中，得大于原估计值。因此不用重算。2.7精度等级公差和表面粗糙度的确定考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从GB/T10089-1988圆柱蜗杆，蜗轮精度选择7级精度，侧隙种类为d,标注为7d GB/T1

11、0089-1988。然后由有关手册的要求的公差项目及表面粗糙度。此处匆略，详见零件图。第三章 圆柱齿轮的设计 卷扬机圆柱齿轮为开式，故选齿面硬度350HBS的硬齿面齿轮，其主要失效形式为齿面疲劳点蚀，所以在设计时主要以齿面设计，齿根校核。齿轮传动组要参数为： P=2.77KW i=43.1材料选择(1)因为开式齿轮为硬齿面齿轮，失效形式为齿面疲劳点蚀，故小齿轮和大齿轮的材料均为45钢，调质后表面淬火，增强其表面硬度。(2)因为吃轮为硬齿面齿轮速度中等，故选精度等级选6级精度。(3)初步选小齿轮齿数，大齿轮齿数3.2按齿面接触强度计算设计由文献【3】得式（10-21）试算，即 式（3-1）(1)

12、确定各个计算值1)试选2)计算小齿轮转矩T=789.47N.m 3)由10-7选取齿宽系数 4)由表10-6查得材料的弹性影响系数5）按图10-21d ：小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限6)由文献【3】得式10-13计算应力系数 式（3-2）7)由文献【3】图10-19取接触疲劳寿命系数8)计算接触疲劳许用应力取安全系数，由文献【3】式10-12，得 式（3-3）(2)试算小齿轮的分度圆的直径代入中较小值(3)计算圆周速度 式（3-4）(4)计算齿宽 式（3-5） 式（3-6） 式（3-7）齿宽与齿高之比 (4)计算载荷系数 由文献【3】图10-8查得动载系数，再由文献【3】表

13、10-4查得6级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，查文献【3】图10-13得， 由，故载荷系数 (6)按实际的载荷系数校正算的分度圆直径，有文献【3】式（10-10）得 式（3-8）(7)计算摸数 式（3-9）3.3按齿根弯曲强度计算设计由文献【3】式（10-5）得弯曲强度计算设计 式（3-10）(1)公式内容的各计算值1)由文献【3】图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限；2)由文献【3】10-18取弯曲疲劳寿命系数3)计算弯曲疲劳许应力 取弯曲疲劳安全系数由文献【3】式（10-12）得 式（3-11） 4)计算载荷系数 5)查取齿形系数 由文献【3】表10-5查

14、得 6)计算大小齿轮的并加以比较 式（3-12） 得小齿轮的值大，故取小齿轮的数值(2)设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大与由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数，于是由 =17 取 (3)计算中心距 (4)计算大小齿轮的分度圆直径 (5)计算齿轮宽度 圆整后， 第四章 轴的设计及校核 蜗轮蜗杆减速器的轴主要有蜗杆高速轴及蜗轮低速轴，在设计时主要考虑轴的强度、刚度和振动稳定性等方面的问题，防止断裂和塑性变形以及共振和破坏。4.1按扭矩初算轴径选用45钢调质，硬度为根据文献【3】表

15、15-2式及表15-3，取 式（4-1） 考虑到有键槽，将直径增大7%，则： 因此选4.2蜗杆的结构设计 蜗杆上的功率P 转速N和转矩分T别如下： P= 3.88kw N=875r/min T=42.35Nm（1）蜗杆上零件的定位，固定和装配一级蜗杆减速器可将蜗轮安排在箱体中间，两队轴承对成分布，蜗杆由轴肩定位，蜗杆周向用平键连接和定位。端：轴的最小直径为安装联轴器处的直径，故同时选用联轴器的转矩计算，查教材14-1，考虑到转矩变化很小，故取按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件和考虑到蜗杆与电动机连接处电动机输出轴的直径查机械手册表13-10选TL6型号弹性套柱销联轴器表4.1联轴器型号公称

16、转距许用转速轴的直径（mm）250 38006082 32因此选择段长度取轴上键槽键宽和键高以及键长为端：因为定位销键高度因此，。轴承端盖的总长为20mm,根据拆装的方便取端盖外端面于联轴器右端面间的距离为所以，段：初选用角接触球轴承，参考要求因d=44，查机械手册选用7209AC型号轴承且 L=24mm角接触球轴承右端用于轴肩定位。查文献【1】表15-4，7209AC型号轴承定位轴肩高度选用因此可以确定-V和VI-VII段的尺寸。段：直径轴环宽度b ,取L=45mm。V段：由前面的设计知蜗杆的分度圆直径d=63mm , 齿顶圆直径d=75.6mm ,蜗轮的喉圆直径d=346.5, 查文献【3

17、】表11-4变形系数所以综合考虑要使蜗轮与内壁有一定的距离 故选L=150mm 图4.1蜗杆轴4.3蜗轮轴的设计计算(1)蜗轮轴上的功率，转速和转矩： P=2.79kw , N=33.508r/min ,T=795.17Nm(2)求作用在轴上的力 式（4-1）(3)初步确定轴径的最小直径选用钢，硬度根具文献【3】表15-2及表15-3，取 式（4-2）考虑到键槽，将直径增大7%，则；所以，选用4.4蜗轮轴的结构设计 （1）轴上的零件定位，固定和装配 蜗轮蜗杆单级减速装置中，可将蜗轮安装在箱体中央，相对两轴承对称分布，蜗轮左面用轴肩定位，右端面用轴端盖定位，轴向采用键和过度配合，两轴承分别以轴承

18、肩和轴端盖定位，周向定位则采用过度配合或过盈配合，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，右轴承从右面装入。 （2）确定轴的各段直径和长度轴的最小直径为安装联轴器处的直径，故同时选用联轴器的转矩计算，查文献【3】表14-1，考虑到转矩变化很小，故取由输出端开始往里设计。查机械设计手册选用HL4弹性柱销联轴器。表4.2联轴器型号公称转矩许用转速（r/min）L1L轴孔直径(mm)HL4125040008411255I-II段：，。轴上键槽取， II-III段：因定位轴肩高度，轴承端盖的总宽度为23mm，根据拆装方便，取外端盖外端面与联轴器右端面间的距离为23mm,因此，-IV段：初选用深沟球轴承，参照要求

19、取，型号为7213AC型角接触球轴承，考虑到轴承右端用套筒定位，取齿轮距箱体内壁一段距离a=20mm，考虑到箱体误差在确定滚动轴承时应据箱体内壁一段距离S，取S=8。已知所选轴承宽度T=23，则-V段：为安装蜗轮轴段， ，蜗轮齿宽取L=84mmV-VI段：-V段右端为轴环的轴向定位。， VI-VII段：。（3）轴上零件的周向定位 蜗轮、半联轴器与轴的定位均采用平键连接。按 由教材表6-1查毒平键截面，键槽用铣刀加工，长为80mm，同时为了保证齿轮与轴配合由良好的对称，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样半联轴器与轴的连接，选用平键分别为为，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承的周向定位是由过度配合来保证

20、的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（4） 参考教材表15-2，取轴端倒角为圆角和倒角尺寸，个轴肩的圆角半径为1-2mm图4.2蜗轮轴4.5轴的校核4.5.1蜗杆轴的校核（1） .轴上的载荷首先确定轴承支点的位置，从文献【1】表15-4查取得a值，对于7209AC型轴承，a=25.4mm，因此作为简支梁的轴的支承跨距L=2(45+75)=240mm 式（4-3） 式（4-4） 式（4-5） 式（4-6） 式（4-7） 式（4-8） 式(4-9)表4.3轴上的载荷载荷HV支反力N4865.3494865.3491170.841170.84弯矩Mn*mm.39总弯矩M扭矩T=42.35图4.3受力分

21、析图可以看出中间截面是轴的危险截面，按弯扭合成应力校核轴的强度，根据文献【3】式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，故轴的计算应力，故安全4.5.2精度校核轴的疲劳强度（1）由于轴的最小直径是按扭矩强度为宽裕确定的，所以截面均无需校核。由第三章附表可知键槽的应力集中系数比过盈配合小，因而该轴只需校核截面V左右两侧即可。（2）截面V左侧抗截面系数 式(4-10)抗扭截面系数 式（4-11）截面V左侧弯矩截面E上扭矩=42.35 式（4-12） 式（4-13）轴的材料为45钢，调质处理由文献【3】表15-1查得 式（4-14）截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系

22、数及按文献【3】附表3-2，,又由附图3-1可知轴的材料敏性系数， 故有效应力集中系数 式（4-15） 式（4-16）文献【3】图3-2尺寸系数， 文献【3】图3-4 轴未经表面强化处理 式（4-17）又由文献【3】3-1与3-2的碳钢的特性系数取； ， 计算安全系数=3.3946 式（4-17）=123.2627 式（4-18）=3.39 S=1.5 式（4-19）故该轴在截面左侧强度是足够的（3）截面V右侧抗截面系数按教材表15-4中的公式计算抗扭截面系数弯矩及扭转切应力为过盈配合处由文献【3】附表3-8用插值法求出并取 =3.736，故文献【3】附图3-4 表面质量系数文献【3】附图3-

23、2尺寸系数， 故得综合系数为 轴未经表面强化处理 又由3-1与3-2的碳钢的特性系数取； ，取计算安全系数S=1.5故该轴在界面右侧强度也是足够的。4.5.3蜗轮轴的校核（1）.轴上的载荷首先确定轴承支点的位置，从手册中查取得a值，对于7213AC型轴承，a=34.1mm，因此作为简支梁的轴的支承跨距L=2(43+34)=154mm表6.4轴上的载荷载荷HV支反力N2381.46866.78弯矩Mn*mm1190.73总弯矩M扭矩T=795.17图4.4受力分析图可以看出中间截面是轴的危险截面，按弯扭合成应力校核轴的强度，根据文献【3】式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为

24、脉动循环变应力，故轴的计算应力，故安全4.5.4精度校核轴的疲劳强度（1）由于轴的最小直径是按扭矩强度为宽裕确定的，所以截面均无需校核。由第三章附表可知键槽的应力集中系数比过盈配合小，因而该轴只需校核截面V左右两侧即可。（2）截面V左侧抗截面系数抗扭截面系数截面V左侧弯矩截面E上扭矩=795.17轴的材料为45钢，调质处理由文献【3】表15-1查得 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按文献【3】附表3-2，,又由文献【3】附图3-1可知轴的材料敏性系数， 故有效应力集中系数文献【3】附图3-2尺寸系数， 文献【3】附图3-4 轴未经表面强化处理 又由文献【3】3-1与3-2的碳钢的特性系

25、数取； ， 计算安全系数=103.38=12.8=12.7 S=1.5故该轴在截面左侧强度是足够的（3）截面V右侧抗截面系数按文献【3】表15-4中的公式计算抗扭截面系数弯矩及扭转切应力为过盈配合处由文献【3】附表3-8用插值法求出并取 =3.736，故文献【3】附图3-4 表面质量系数文献【3】附图3-2尺寸系数， 故得综合系数为 轴未经表面强化处理 又由文献【3】表3-1与3-2的碳钢的特性系数取； ，取计算安全系数S=1.5故该轴在界面右侧强度也是足够的。第五章 标准件的选择及校核计算 蜗轮蜗杆减速器标准件主要有轴承、联轴器及键，所以选择后的校核就极其重要。本章主要就是对这几个标准件进行

26、校核计算。5.1蜗杆轴上的轴承的选择和寿命计算根据条件，轴承预计寿命：Lh=283001015%=7200小时（1） 轴承的选择角接触球轴承，根据轴径d=45mm,选择角接触球轴承型号为7209AC,由文献【1】表15-4主要参数如下：D=85mm B=19mm a=25.4mm额定动载荷Cr=29.82KN 额定静载荷Co=23.15KN极限转速Vmax=7600r/min (2)计算轴承寿命Lh该轴承所受径向力约为 式（5-1）对于7000AC型轴承，按表13-7轴承派生轴向力 式（5-2）Fa/Fr=1316.5/433.39=3.040.68所以X=0.41 Y=0.87当量动载荷 式

27、（5-3）角接触球轴承约为 式（5-4）当量动载荷所以P1P2，应用P1核算轴承寿命因为是球轴承，所以取指数轴承寿命计算Lh= 式（5-5）所以LhLh=7200h 满足寿命要求5.2蜗轮轴上的轴承的选择和寿命计算（1）轴承的选择角接触球轴承，根据轴径d=65mm,选择角接触球轴承型号为7213AC,有文献【1】表15-4主要参数如下：D=120mm B=23mm a=34.1mm额定动载荷Cr=50.91KN 额定静载荷Co=42.37KN极限转速Vmax=4800r/min (2)计算轴承寿命Lh对于7000AC型轴承，按文献【3】表13-7轴承派生轴向力则由文献【3】式（13-11）（3

28、）轴承当量动载荷 所以X1=X2=0.41 Y1=Y2=0.87因轴承运转中有中等振动，按文献【3】表13-6 取则 P1P2 故P=5340.174N轴承寿命计算Lh=所以LhLh=7200h 满足寿命要求(4) 静载荷计算查文献【3】可知，角接触球轴承当量静载荷因载荷中有中等冲击，所以所以满足强度条件（5） 极限工作转速计算以上轴承的极限转速VmaxV=875r/min所以他们的极限转速一定满足要求5.3键的选择及校核5.3.1输入轴联轴器的选择及校核轴径d1=32mm，L1=82mm查文献【1】表14-24 选用A型平键，得：b=10 h=8 L=70 即：键870GB/T1096-20

29、03 键、轴和联轴器材料都是钢，由文献【3】表6-2查许用应力,取其平均值75MPa键的工作长度l=L-b=70-10=60mm 键与联轴器接触高度K=0.5h=4mm根据式文献【3】6-1得所以键强度符合设计要求5.3.2输出轴与联轴器连接采用平键连接轴径d=55mm L3=82mm 查文献【1】表14-24 选A型平键，得：b=16 h=10 L=70即：键1670GB/T1096-2003键、轴和联轴器材料都是钢，由文献【3】表6-2查许用应力,取其平均值110MPa键的工作长度l=L-b=70-16=54mm 键与联轴器接触高度K=0.5h=4mm根据文献【3】式6-1得所以键强度符合

30、设计要求5.3.3输出轴与蜗轮连接用平键连接轴径d=70mm L=86mm 查文献【1】表14-24 选用A型平键，得：b=20 h=12 L=70 k=6即：键1680GB/T1096-2003键、轴和联轴器材料都是钢，由文献【3】表6-2查许用应力,取其值80MPa键的工作长度l=L-b=70-20=50mm 根据教材式6-1得所以键强度符合设计要求5.4 联轴器的选择及校核5.4.1与电机输出轴配合的联轴器（1）计算联轴器的转矩（2）型号选择电机轴d=38mm，由文献【1】表17-1选弹性柱销联轴器TL6主要参数 许用转速n=875r/min因此联轴器符合要求5.4.2与蜗轮轴配合的联轴

31、器(1)计算联轴器的转矩(2)型号选择电机轴d=65mm，由文献【1】表17-2选弹性柱销联轴器HL6主要参数 许用转速n=33.508r/min因此联轴器符合要第六章 箱体及附件的设计6.1箱体结构设计1 箱体的刚度为了避免箱体在加工和工作过程中产生不允许的变形，从而引起轴承座中心线歪斜，使齿轮产生偏栽，影响减速器正常工作，在设计时首先保证轴承座刚度。 首先，轴承座应有足够的壁厚；其次，加支撑肋板或采用凸缘式箱体提高轴承座刚度；再次，为提高剖分式轴承座刚度设置凸台；最后，凸缘要有一定的厚度。2 箱体的密封 在试运转过程中，所有联接面及轴伸密封处都不允许漏油。剖分面允许涂以密封胶或水玻璃，不允

32、许使用任何碘片。轴伸处密封应涂上润滑脂。3 箱体结构的工艺性 铸造工艺性 1）为保证液态金属流动通畅，铸件壁厚不宜过薄； 2）为避免缩孔或应力裂纹，薄厚壁之间应采用平缓的过渡结构； 3）为避免金属积累，两壁间不宜采用锐角链接； 4）设计铸造应考虑起模方便。详见附录图1 6.2附件的功用及结构设计一视孔和视孔盖 视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，还可以用于注入润滑油。视孔应设在箱盖的顶部，以便于观察传动件啮合区的位置，其大小以手能伸入箱体进行检查操作为宜。 视孔盖可用轧制钢板或铸铁制成，他和箱体之间应加纸制密封垫圈。以防漏油。轧制钢板制视孔盖，其结构轻便，上下无须机械加

33、工，无论单件或成批生产均常采用；铸铁制视孔盖，须制木模，且有较多部位需进行机械加工，故应用较少。详见附录图2二通气器 由于在室内使用，选简易式通气器，其通气孔不直接通向顶端，以免灰尘落入，所以用于较清洁的场合。采用M221.5。由文献【1】图6-18选取通气孔参数如下： 表6-1dDSLlaM221.53225.422291547详见附录图3三 油标 油尺结构简单，为便于加工和节省材料，油尺的手柄和尺杆常由两个元件铆接或焊接在一起。如果需要在运转过程中检查油面，为避免因油搅动影响检查效果，在油尺外装隔离套。选择参数为： 表6-2dDHabcM1626223561681256详见附录图4四 起吊装