机械设计课程设计二级减速器90498

1、机械设计课程设计设计说明书设计题目胶带式输送机传动装置设计者俞培锋班级07机制02学号 3070611056指导老师张美琴时间 2010. 05设计任务书3二、传动方案拟定4j电动机的选择4四、传动装置的运动和动力参数计算6五、高速级齿轮传动计算7六、低速级齿轮传动计算12七、齿轮传动参数表18八、轴的结构设计18九、轴的校核计算19十、滚动轴承的选择与计算23十一、键联接选择及校核24十二、联轴器的选择与校核25十三、减速器附件的选择26十四、润滑与密封28十五、设计小结29十六、参考资料29一设计题目：设计带式运输机传动装置(简图如下)1 电动机2 联轴器3 二级圆柱齿轮减速器4 联轴器5

2、 卷筒6 运输带原始数据:数据编号104运送带工作拉力f/n2200运输带工作速度v/ (m/s)0. 9卷筒直径d/mm3001 工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，空载启动，室内工作，有粉 尘；2使用期：使用期10年；3. 检修期：3年大修；4动力来源：电力，三相交流电，电压380/220v;5. 运输带速度允许误差：±5%;6制造条件及生产批量：中等规模机械厂制造，小批量生产。设计要求1 完成减速器装配图一张(a0或a1 )。2绘制轴、齿轮零件图各一张。3. 编写设计计算说明书一份。二. 电动机设计步骤1. 传动装置总体设计方案本组设计数据：第四组数据：运送带工作拉力f

3、/n 2200 o运输带工作速度v/(m/s)0.9 ,卷筒直径d/mm 300。1外传动机构为联轴器传动。2. 减速器为二级同轴式圆柱齿轮减速器。3该方案的优缺点：瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，径向尺寸小， 结构紧凑，重量轻，节约材料。轴向尺寸大，要求两级传动中心距相同。减速器 横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。但减速器轴向尺寸及重量较大; 高级齿轮的承载能力不能充分利用；中间轴承润滑困难；中间轴较长，刚度差； 仅能有一个输入和输出端，限制了传动布置的灵活性。原动机部分为y系列三相 交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、 工作可靠，此外还

4、结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。三. 电动机的选择1 选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结 构，电压380vo2.确定电动机效率pw按下试计算f xv八looox久试中fw=2200n v=0. 9m/s工作装置的效率考虑胶带卷筒器及其轴承的效率tj =0.94代入上试得1000x7/kw = 2.1 kw电动机的输出功率功率 p。按下式p =kwr ri式中"为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率由试“二“；"；"；由表2_4滚动轴承效率7=0.99:联轴器传动效率“心0.99：齿轮传动效率&=098（7级

5、精度一般齿轮传动）则=091 所以电动机所需工作功率为p =匕=空=2.32灿r °0.91因载荷平稳，电动机核定功率pw只需要稍大于po即可。按表8-169中y系列 电动机数据，选电动机的核定功率pw为3. 0kwo3 确定电动机转速按表2-1推荐的传动比合理范围，两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比925而工作机卷筒轴的转速为iv6x10 匕-6x 104><0,9 r /min = 57.32r /minttx300所以电动机转速的可选范围为nd =认,=(9 25) x 57.32 r/min = (515.92 1433.12) r/min符合这一范围的同步转速有75

6、0 r/min和1000 r/min两种。综合考虑电动机 和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步 转速为1000 r/min的y系列电动机y132s,其满载转速为= 960r/min,电动机 的安装结构形式以及其中心高，外形尺寸，轴的尺寸等都在8-186,表8-187中查 的。四计算传动装置的总传动比上并分配传动比1 总传动比工为%57.322分配传动比考虑润滑条件等因素，初定ix = 4.67 iu = 3.593. 计算传动装置的运动和动力参数1 各轴的转速知=205.57 r/minii轴in轴nm = 57.26 r/min himm = 57.26 r

7、/min卷筒轴 f 111i t4. 各轴的输入功率t 姑 pl =po x7c =2.32x0.99=2.30kw卷筒轴 pw = piiix7/77c=216x0"x0"=2j2kw 5 各轴的输入转矩p 2 30ti = 9550 x = x 9550 = 23.94n mi轴a，960p 2 23tn = 9550 x 口 = x 9550 = 103.60n mh轴门必205.57t,=9550x 厶=弐丄 x9550 = 360.257v miii 轴 i加 57.26p 2 12t =9550xb=x 9550 = 353.587v-m工作轴"”57

8、.26p 2 32t = 9550 xx 9550 = 22.987v - m电动机轴"”960将上述计算结果汇总与下表，以备查用。项目电动机i轴口轴i 口轴工作轴转速(r/min )960960205. 5757. 2657. 26功率p (kw)2. 322. 302.232. 162. 12转矩t (nm)22. 9823. 94103. 60360. 25353. 58传动比i14. 673. 571效率0. 990. 970. 970. 93五.高速级齿轮的设计选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1 按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，软齿轮面闭式传动。2.运输机为一

9、般工作机器，速度不高，故选用7级精度（gb10095-88）.3材料选择。由机械设计，选择小齿轮材料为40gr （调质），硬度为280hbs, 大齿轮为45钢（调质），硬度为240hbs,二者材料硬度差为40hbs。4 .选小齿轮齿数召"i,则大齿轮齿数6 =也=21x4.67 = 98.071)按齿轮面接触强度设计1.设计准则：先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。2.按齿面接触疲劳强度设计，即2寻孕命1> 确定公式内的各计算数值1试选载荷系数=l3o2.计算小齿轮传递的转矩丁 955x1()6 片7 = = 2381x10 n - mm3按软齿面齿轮非对称安装

10、，由机械设计选取齿宽系数 =1o4. 由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数ze =1898丿而。5由机械设计图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 =600mpq；大齿轮的接触疲劳强度极限6皿=550mpq。6. 计算应力循环次数n、= 6qnijlh = 60x960x 1 x365x 2x8x 10 = 3.364 x 109川2=必=7.203x10*zn7由机械设计图6. 6取接触疲劳寿命系数= 0.90“ =°958 .计算接触疲劳许用应力取安全系数s=1=k hn、% imls=0.90 x 600mpa = 54qmpa=0.95 x 550mpa

11、= 522.5mpa2>设计计算1. 试算小齿轮分度圆直径血，代入9中较小的值。d. >232s= 39.563mmn d u mi2. 计算圆周速度v。加肆7i x 39.563 x 960v =60x100060x1000=1.988计算齿宽bb =（/）dd i = 1 x 39.563/n/n = 39.563mm计算齿宽与齿高之比b/h模数dr 39.563| oo4血=mtn = 1.884/77w'z1 21齿高h = 2-25m/2.25 x 1.884mm = 4.24mmbh3 计算载荷系数k查表10-2得使用系数心=1. 0；根据v = 1.988/5

12、、由图1 o_8得动载系数kv =1j0直齿轮乩广ki；由表10-2查的使用系数乩"查表10-4用插值法得7级精度查机械设计，小齿轮相对支承非对称布置 “1417由b/h=9. 331k“t417由图1q_n得k = 134故载荷系数k 二心心«股«“ =冈0><31.417 = 1.559 4 校正分度圆直径仏由机械设计d =/ 匚=39.563 x vl.559/1.3mm = 43.325/?m5. 计算齿轮传动的几何尺寸1计算模数加mx = / /zi = 43.325/21 = 2.063加加2.按齿根弯曲强度设计，公式为厲n咨1> 确

13、定公式内的各参数值1由机械设计图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限呗= 大齿轮的弯曲强度极限= 380mpg ；2.由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数严0.88, kfn23 计算弯曲疲劳许用应力；取弯曲疲劳安全系数s=1.4,应力修正系数=2*°,得crfi =500x0.88/1.4 = 3 14.29mpqaf2 =必"比2 = 380x0.92/1.4 = 247.7 impd4计算载荷系数k = vvff/? = lxl.10x1x1.34 = 1.4745. 查取齿形系数丫刚、丫&2和应力修正系数ysa2由机械设计表查得y加=2.76； %=

14、218； ysa =1.56. ysa2yfaysa6计算大、小齿轮的匕訂并加以比较；h% =0.0136995s0mpa .= 0.92= 1.79= 0.015753大齿轮大j2xl.747x2.381xl04vx 0.016337加加1.358/nm7 设计计算对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳 强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能 力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘 积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.358并就进圆整为标准值"=2mm接触 强度算得的分度圆直径dx =43. 6

15、68mm,算出小齿轮齿数乩二 43.325mx 2«22大齿轮勺=a z =22x4.67 = 102.74 取乞=103这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲 疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。2>.集合尺寸设计1计算分圆周直径/、d、= z加=22 x 2 = 44mmd2 = 103x 2 = 206mm2 计算中心距a =心；2 =(44 + 206)/2 = 125mm3.计算齿轮宽度b = d = 1 x 44 = 44mm耳歹 b2 = 45mm b = 5qmm3>轮的结构设计小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用实心打孔式结构 大齿

16、轮的有关尺寸计算如下：轴孔直径d = 43mm轮毂长度/与齿宽相等轮缘厚度心i°伽"）轮毂直径= 178（mm）板厚度2 14（如）腹板中心孔直径d° = 130<mm）腹板孔直径do =20（如）齿轮倒角取2 2（曲）齿轮工作图如下图所示六.低速级齿轮的设计选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1 按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，软齿轮面闭式传动。2 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（gb10095-88）.3材料选择。由机械设计，选择小齿轮材料为40gr （调质），硬度为280hbs,大齿轮为45钢(调质),硬度为240iibs,二

17、者材料硬度差为4oiibs。4.选小齿轮齿数e "1,则大齿轮齿数°丸忆3 =21x3.59 = 75.39取 s = 752).按齿轮面接触强度设计1. 设计准则：先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。2. 按齿面接触疲劳强度设计，即叽> 2.32俘互吾)21>.确定公式内的各计算数值1试选载荷系数k，=l3o2.计算小齿轮传递的转矩丁 955x1()6 心t3 = = 1036x10 n mmn3按软齿面齿轮非对称安装，由机械设计选取齿宽系数 =1o4由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数乙疋=189.8妬而。5由机械设计图10-21d按齿

18、面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限%讪=oompa.大齿轮的接触疲劳强度极限讪2 =550必叫6 计算应力循环次数“3 = 60 讪仏=60 x 205.57 xlx365x2x8xl0 = 0.720 x 109a4= = 0.2001x108zn7由机械设计图6.6取接触疲劳寿命系数心”3=°96；心旳=098。&计算接触疲劳许用应力取安全系数s=11 _ k/n3bhlim3=0.96 x 600mpa = 516mpa6 4 =k”="na 11= 0.98 x 550mpa = 539mpas2> 设计计算1.试算小齿轮分度圆直径%、代入中较小的值。

19、仏'2.323 轻伫乜（上）2 =64.363加加gd u 远2计算圆周速度卩。v7加3申口 _ 兀 x 64.363 x 205.5760x1000"60x1000=0.692 加/s计算齿宽bb = 0dd 打=1 x 64.363mm = 64.363mm计算齿宽与齿高之比b/hzi64.36321mm = 3.065mmh = 2252/ = 2.25 x 3.065mm = 6.s96mmb 64.363h 6.896= 9.333 计算载荷系数k查表10-2得使用系数心=10；根据/ =0.692/s、由图io_8得动载系数kv =1j°直齿轮乩广k%i

20、；由表10-2查的使用系数乩" 查表10-4用插值法得7级精度查机械设计，小齿轮相对支承非对称布置 kh厂 1423由b/h=933k“i423由图口七得ki35故载荷系数= 1x1.10x1x1.423 = 1.5654 .校正分度圆直径4由机械设计,彳=jk/ kf = 64.363 x v1.565/1.3m/n = 70.626mm5.计算齿轮传动的几何尺寸1 计算模数加m2 = d3 / z3 = 70.626/21 = 3.36mm2.按齿根弯曲强度设计，公式为1> 确定公式内的各参数值1由机械设计图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限°>血3=

21、5s0mpa .大齿轮的弯曲强度极限巧“说=380mp6z.2.由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数kfn3=o92, k3 计算弯曲疲劳许用应力；取弯曲疲劳安全系数s=1.4,应力修正系数=2*°,得= 0.94k fnsyst” fe3=500 x 0.92/1.4 = 32&57mpaaf 4 = kfnjstbfea = 38() x 0.94/1.4 = 255.14mpd s4 计算载荷系数k= lx 1.10x1x1.35 = 1.4855.查取齿形系数丫加、丫皿4和应力修正系数ys“3、ysa4由机械设计表查得呱=276； ym = 2.26.心=156心

22、=17646计算大、小齿轮的匕訂并加以比较;v ¥聞血3 =0.013104丫皿佩4 =0.015625大齿轮大7.设计计算/2xl.485xl0.36xl04 12?x 0.015625mm = 2.22m tn对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的魔术叫大于由齿根弯曲疲 劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能 力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘 积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.22并就进圆整为标准值加2=2. 5mm接 触强度算得的分度圆直径“=70. 626価，算出小齿轮齿数d3 70.623“八=28

23、j m2 2.5大齿轮 s =很3 - 28x3.59 = 100.52 取 “ =100这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲 劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。2>集合尺寸设计1 计算分圆周直径4、心= z3m2 = 28 x 2.5 = 10mm= z4m2 = 100x2.5 = 250mm2计算中心距/ =（70 + 250）/2 = 160加3 .计算齿轮宽度h =屛3 =1x70 = 70mm取场=70加加 bl = 75mm3>.轮的结构设计大齿轮采用实心打孔式结构大齿轮的有关尺寸计算如下：轴孔直径d =48mm轮毂长度/与齿宽相等轮毂长

24、度/与齿宽相等i = 70（加加）腹板厚度c =腹板孔直径必轮毂直径 9 = 1.6x 48 = 76.8(mm)轮缘厚度6 = 1（）伽t?）腹板中心孔直径= 154伽小齿轮倒角取"=2（加加）齿轮工作图如下图所示七齿轮传动参数表名称符 号单位高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮中心距amm125160传动比14. 673. 59模数mmm22. 5压力角a2020齿数z22210328100分度圆直径dmm44206670250齿顶圆直径damm4821075255齿根圆直径dfmm3920163. 75243. 75齿宽bmm50457570旋向左旋右旋右旋左旋材料40cr45

25、40cr45热处理状态调质调质调质调质齿面硬度hbs280240280240八轴的结构设计1 初选轴的最小直径选取轴的材料为45号钢，热处理为正火回火。取c=110, r=3040> £ > = 14.72mm1轴 y®,考虑到联轴器、键槽的影响，取dl=30d2>c 3 = 24.3 imm2轴 怙错误！未找到引用源。，取d2=353轴错误！未找到引用源。，取d3=382.初选轴承1轴选轴承为302072轴选轴承为302073轴选轴承为30208各轴承参数见下表：轴承代号基本尺寸/mni安装尺寸/mm基本额定/knddbdada动载荷cr静载荷cor30

26、207357217426254. 263. 530208408018476963. 074. 03.确定轴上零件的位置和固定方式1轴：由于高速轴齿根圆直径与轴径接近，将高速轴取为齿轮轴，使用圆锥滚子 轴承承载，一轴端连接电动机，采用弹性柱销联轴器。2轴：高速级采用实心齿轮，采用上端用套筒固定，下端用轴肩固定，低速级用 自由锻造齿轮，自由锻造齿轮上端用轴肩固定，下端用套筒固定，使用圆锥滚子 轴承承载。3轴：采用自由锻造齿轮，齿轮上端用套筒固定，下端用轴肩固定，使用圆锥滚 子轴承承载，下端连接运输带，采用凸缘联轴器连接。4.各轴段长度和直径数据见下图九轴的校核计算1. 1轴强度校核11).高速轴的

27、强度校核由前面选定轴的材料为45钢，调制处理，由工程材料及其成形基础表查得抗拉强度=735mpa2)碍.计算齿轮上受力(受力如图所示)2t切向力2x23.94x10?44= 108877径向力 f“ = fte x tan 20° = 1088x 0.364 = 396/v 3) 计算弯矩 水平面内的弯矩:fab396x134x47m=-=ymax>/二=13779.05181垂直面内的弯矩:fab1088x134x47"皿_ ；二二=37857.59a .mm181故 m = v13779.052+37857.592 = 40287.2 in."伽取q=0

28、6,计算轴上最大应力值:(40278.212 +(0.6 x 23.94 x 1030.1x38?二77.93mpo 屯二735mpg 故高速轴安全，合格。弯矩图如下:t 二？3.9伽绥如履嘶21).低速轴的强度校核由前面选定轴的材料为45钢，调制处理，由工程材料及其成形基础表查得抗拉强度s=735mpa2)刀计算齿轮上受力(受力如图所示)切向力径向力 f. = fte x tan20° = 2882x0.364 = 1049n3).计算弯矩水平面内的弯矩:y max1049x67x119.5185=45033 88m伽m垂直面内的弯矩:2882x67x119.5 “2m ：max

29、j-=123725.1 ln.mm186.5=v45 033.882+ 123725.112 =13 1 666.07n.mm取。=06,计算轴上最大应力值:"maxj131666.072 +(0.6 x 360.25 xlo3)"0.1x4*=22.89mpa < ah = 135mpa 故低速轴安全，合格。弯矩图如下:中间轴的校核，具体方法同上，步骤略，校核结果合格。十滚动轴承的选择及寿命校核考虑轴受力较小且主要是径向力，故选用的是单列深沟球轴承轴 i 30207 两个，轴 ii 30207 两个，轴iii选用 30208 两个(gb/t297-1994) 寿命计

30、算：轴i1 查机械设计课程设计表8-159,得深沟球轴承30207c= 542kn cy=63.5kn2. 查机械设计得x=l, y=03计算轴承反力及当量动载荷:在水平面内轴承所受得载荷frh = f2h = 544 n在水平面内轴承所受得载荷frv=fr2v= = 9snrlv x r2v所以轴承所受得总载荷f严 j = f2 = jfh + f；w = a/5442 + 1982 = 578.91/v由于基本只受轴向载荷，所以当量动载荷:p =乙(xf, + 丫巧)=1.2 x (1 x 578.91 + 0) = 694.76/v4.已知预期得寿命10年，两班制lg =2x8x10x3

31、65 = 58400/?基本额定动载荷c = px= 694.76x(60x960：58迴= i0 41w<c = 54.2awr v 106v 106r所以轴承30207安全，合格轴iii1.查机械设计课程设计表8-159,得深沟球轴承30208c=63.okn c()r = 74.02.查机械设计得x=l, y=0创号"441nf'rw=fr2v= = 524.5n3. 计算轴承反力及当量动载荷：在水平面内轴承所受得载荷在水平面内轴承所受得载荷所以轴承所受得总载荷f r = f'rl =f r2=低日 + 尸爲=a/14412+524.52 = 1533.4

32、97v由于基本只受轴向载荷，所以当量动载荷：p =人（xf ： + yf j = 1.2 x （1 x 1533.49 + 0） = 1840.19n4. 已知预期得寿命10年，两班制厶 °力=2x8x10x365 = 58400/?基本额定动载荷厂 打 l60nl, 八 /60x 57.26x58400厂 “八r v io6v io6r所以轴承30208安全，合格。中间轴上轴承得校核，具体方法同上，步骤略，校核结果轴承30207安全，合格。十一.键联接选择及校核1键类型的选择选择45号钢，英许用挤压应力°l =1sompa车由左端连接弹性联轴器，键槽部分的轴径为32mm,

33、轴段长56mm, 所以选择单圆头普通平键（a型）键b=8mm, h=7mm, l=45mm2轴轴段长为73mm,轴径为43伽，所以选择平头普通平键（a型） 键 b=12mm,h=8mm, l=63mm轴段长为43mm,轴径为43mm,所以选择平头普通平键（a型）键 b=12mm,h=8mm, l=35mm 3轴轴段长为68mm,轴径为48伽，所以选择圆头普通平键（a型） 键 b=14mm, h=9mm, l=58mm右端连接凸缘联轴器，键槽部分的轴径为38mm,轴段长78mm, 所以选择单圆头普通平键（a型）键b=10mm, h=8mm, l=69mm2.键类型的校核1轴2t 2x23.94x

34、10乙一 crn = 1 .6mpa < (ynt=23. 94n. m , dxlxk 32x37x3.51-则强度足够，合格2轴t=103. 60n.mp dxlxk2xl03.60xl0343x33x4=36.5mpa < ap则强度足够，合格3轴2t 2x360.25x10'=s03mpa < ap t=360. 25n. mp dxlxk 38x59x4则强度足够，合格，均在许用范围内。十二联轴器的选择由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑装拆方便及经济问题，选用 弹性套柱销联轴器1减速器进口端7 =1250（" 加）选用tx3型（cb/t

35、 5014-2003 ）弹性套柱销联轴器，采用z型轴孔，a型键，轴 孔直径d=22_30mm,选d=30mm,轴孔长度为 l=45mm2.减速器的出口端t4 = 4oo(7v m)选用gy5型(gb/t 5843-2003 )弹性套柱销联轴器，采用y型轴孔，c型键，轴孔直径d=50_71mm,选d=50mm,轴孔长度为 l=60mm十三减速器附件的选择1.箱体设计名称符号参数设计原则箱体壁厚5100. 025a+3 >=8箱盖壁厚5180. 02a+3 >=8凸缘厚度箱座b151.56箱盖bl121.56 1底座b2252.5 6箱座肋厚m80.85 5地脚螺钉型号dfm160.

36、036a+12数目n4轴承旁联接螺栓直径dlm120. 75 df箱座、箱盖联接螺栓直径尺寸d2m12(0. 5-0. 6 ) df连接螺栓的间距1160150200轴承盖螺钉直径d38(0. 4-0. 5 ) df观察孔盖螺钉d46(0. 3-0. 4 ) df定位销直径d9.6(0. 7-0. 8 ) d2dl,d2至外箱壁距离cl22cl>=clmind2至凸缘边缘距离c216c2>=c2mindf至外箱壁距离c326df至凸缘边缘距离c424箱体外壁至轴承盖座端面的距 离1153c1+ c2+(510)轴承端盖外径d2101 101 106轴承旁连接螺栓距离s1151 40

37、139注释：a取低速级中心距,a = 160mm2.附件为了保证减速器的正常工作，除了对齿轮、轴、轴承组合和箱体的结构设计给予 足够的重视外，还应考虑到为减速器润滑油池注油、排油、检查油面高度、加工 及拆装检修时箱盖与箱座的精确定位、吊装等辅助零件和部件的合理选择和设 计。名称规格或参数作用窥视孔视孔盖130 x100为检查传动零件的啮合情况，并向箱内注入润滑油，应在 箱体的适当位置设置检查孔。图中检查孔设在上箱盖顶部 能直接观察到齿轮啮合部位处。平时，检查孔的盖板用螺 钉固定在箱盖上。材料为q235通气器通气螺 塞m10x 1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，以保持箱内外压力平衡， 不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件等其他缝隙渗漏，通 常在箱体顶部装设通气器。材料为q235轴承盖凸缘式 轴承盖 六角螺 栓（m8）固定轴系部件的轴向位置并