机械设计课程设计二级减速器90478

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 班级 学号 指导老师 时间目录一、设计任务书3二、传动方案拟定4三、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卷筒6运输带6原始数据:数据编号i 04运送带工作拉

2、力w2200运输带工作速度/皿）0. 9卷筒直径sm3001 .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年人修；4.动力来源：电力，三相交流电，电压38q20v5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（加或。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w 2200 o运输带工作速度 /说）0. 9 ,卷筒直径emim 300 o1外传动机构为联轴器

3、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耍求和工作条件选用y系列

4、三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380v2确定电动机效率rv按下试计算pw =1000x7u试屮fw=2200n 昭工作装置的效率考虑胶带卷筒器及其轴承的效率 =0.94代入上试得1000x7； ukw = 2.1 lkw电动机的输出功率功率按下式= kw式屮为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率由试二尤x於x”；由表2t滚动轴承效率7=0.99:联轴器传动效率7 =0. 99齿轮传动效率"尺=0. 98 （ 7级精度一般齿轮传动）则=091所以电动机所需工作功率为p ? 11 p =厶= = 2.32 加 r °“0.91因载荷平稳，电动机核定功率e只需要稍大于p

5、o即可。按表4169中y系列电动机数据，选电动机的核定功率rv为3. 0戚3. 确定电动机转速按表21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2； = 9 25而工作机卷筒轴的转速为6xio4viv. 6x104x0.9 _“ n = =r/min =57.32/*/ minh 兀d龙x300所以电动机转速的可选范围为nd = ixnw = (9 25)x57.32 r/min = (515.92 1433.12) r/min符合这一范围的同步转速有750r/min和1000min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1

6、000r/mm的y系列电动机y132s其满载转速为 = 96001沁电动机 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g并分配传动比1. 总传动比为2分配传动比考虑润滑条件等因素，初定 = 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nx - nm = 960 r/minnn = = 205.57 r/minii轴nu = - 57.26 r/ min将上述计算结果汇总与下表，以备查用。项目电动机i轴轴1口轴工作轴转速（加询960960205. 5757. 2657. 26功率p （劇2 322.

7、302. 232 162. 12转矩t(ni)22 9823. 94103. 60360. 25353. 58传动比i14. 673. 571效率0. 990. 970. 970. 93i轴p, =p=2.32x0.99=2.30kwii轴pu =230x099x098=2.23kwiii轴pm = pnx x =2.23x0.99x0.98=26kw卷筒轴p = pmxt/ x =2.16x0.99x0.99=2.12kw4各轴的输入功率5各轴的输入转矩i轴ii轴p ? 30t, = 9550x-i = 1x9550 = 23.94n m1 * 960tn = 9550x21 = 223 x

8、9550 二 103.60n m lnrin 205.57iii轴t , = 955()x 厶=211=x955() = 360.25n m111加 57.26工作轴pt =9550><厶=jl wnw2 12x9550 = 353.58/v-m57.26t,电动机轴= 9550xp,二 2.32 nm 960x9550 = 22.98/v m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运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度gb1009m®。3材料选择。由机械设计，选择小齿轮材料为40g（

9、调质），硬度为280h坠大齿轮为45钢（调质），硬度为240hb二者材料硬度差为40hb&4选小齿轮齿数知=21,则大齿轮齿数g "忆=21x4.67 = 98.07取廿991）.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d肿2.323邑 凹（圣）2f 忆 “ q1确定公式内的各计算数值k = 1 二1试选载荷系数 亠2计算小齿轮传递的转矩 955x1()6片©=2.381x104- mm3. 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106查得材料的弹性影响系数

10、2£=189.87mpo 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 可呗=oompa .大齿轮的接触疲劳强度极限im2 =550mpa。6. 计算应力循环次数n、= 6qnijlh = 60x960x1x365x2x8x10 = 3.364xl09n2=m = 7.203x108= 0.90ii7. 由机械设计图6. 6取接触疲劳寿命系数5、8. 计算接触疲劳许用应力取安全系数s=1s0.9qx600mpa = 540mpacyh2 二 khn2；he =o.95x55ompa = 522.5mpa2设计计算1. 试算小齿轮分度圆直径血，代入中较小的值。 d肿

11、 2.323 竺皿(-)2 =39563mmvd u 巾12计算圆周速度仁60x1000龙 x 39.563x96060x1000=1.988 m/s计算齿宽bb = 0ddt lx 39.563加加=39.563加并计算齿宽与齿高之比iyh模数dit 39.563| oo/1m = - =mm = 1.884m7n'乙21齿高h"二h = 2.25 幷i： = 2.25x1.884/71/7? = 4.24 mm= 39.563 =9.33h 4.243 计算载荷系数k查表10-2得使用系数心=1. 0;根据21988必、由图lx得动载系数kv =l1°直齿轮kh

12、 = k = 1；由表10-2查的使用系数查表1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 盯 l417由331 kh0 = 1417由图113得km = l34故载荷系数k = «kkmkh0 = 1x11ox1x1.417 = 1.559 4校正分度圆直径5由机械设计d =/ 匚=39.563 x vl559/l37?7/77 = 43.325加加5. 计算齿轮传动的几何尺寸1计算模数加“=仏 /$ = 43.325/21 = 2.063加加2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6呗=mpa ；

13、大齿轮的弯曲强度极限6向2 =380mpg ；2. 由机械设计图118取弯曲疲劳寿命系数岛“严0.88, 02=0923. 计算弯曲疲劳许用应力；取弯曲疲劳安全系数s=1.4,应力修正系数人7 =2.0,得 q j ="品宀 = 500x0.88/1.4 = 314.29mm af2 = kfn2yst°fe2 二380x0.92/1.4 = 247.7imp。4计算载荷系数k = = 1x1.10x1x1.34 = 1.4745查取齿形系数丫问、丫如和应力修正系数丫向、乙sa 2由机械设计表查得篇=276 ； yfa2 =2.18. ysax = 1.56 ； ysa2

14、= 1.796计算大、小齿轮的5并加以比较;y yf"' 闕=0.013699qf 1y yf心 皿=0.015753大齿轮大7.设计计算2x1.747x2.381x10“1x21?x 0.016337加加=1.358mm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，可取曲弯曲强度算得的模数1. 358并就进圆整为标准值"=2mn接触 强度算得的分度圆直径=43. 66&m）算出小齿轮齿数4

15、3.325-22大齿轮 5 = 忆1 = 22x4.67 = 102.74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计算分圆周直径仏、2dx 石“ =22x2 = 44m/7id2 = z9mj = 103x2 = 206mm2. 计算中心距=(44 + 206) / 2 = 25mm3计算齿轮宽度b £ = 1x 44 = 44mm=45mm3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轮的有关尺寸计算如下：轴孔直径d二43mn轮毂长度/与齿宽相等/ = 45 (mm)轮毂直径= 178(

16、m/n)轮缘厚度氏二1 °伽力板厚度。=1纵呦)腹板中心孔直径2 = 13°(呦)腹板孔直径必=20(沏) 齿轮倒角取n = 2(mw)齿轮工作图如下图所示22六.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ob1009a8&。3. 材料选择。由机械设计，选择小齿轮材料为40gr （调质），硬度为280hb5i 大齿轮为45钢（调质），硬度为240hb二者材料硬度差为40hb&4选小齿轮齿数乞"1,则大齿轮齿数° &quo

17、t;祸=21x3.59 = 75.392）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d肿2.32匹空厶亍i确定公式内的各计算数值1. 试选载荷系数（=l32 计算小齿轮传递的转矩955x106 厶兀hi= 10.36xl04n-mm（t） 13. 按软齿面齿轮非对称安装，由机械设计选取齿宽系数一】。4. 由机械设计表10_6查得材料的弹性影响系数ze=l89.8y/mp q5由机械设计图l21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限入响=600mpa .大齿轮的接触疲劳强度极限m2=550mpa。6. 计算应力循环次

18、数m =60 讪乙=60x205.57x1x365x2x8x10 = 0.720x1（）9khn4 - °98tv4= = 0.2001x1087. 由机械设计图6. 6取接触疲劳寿命系数s = °96 ；8计算接触疲劳许用应力取安全系数s=1cyh h 二 khnqhe 二 o.96x6oompq = 576mpacy, 4 ="加&/恤 4 = o.98x55ompd = 539mp a s2设计计算1. 试算小齿轮分度圆直径引，代入中较小的值。d, n 2.323 整出(-)2 =64.363加加z g %2. 计算圆周速度v7=0.692 zn/s

19、7id3tnn _ 龙 x 64.363x205.5760x1000"60x1000计算齿宽bb = qd d、= lx 64.363/277/7 = 64.363 mm计算齿宽与齿高之比mi64.363 a mm = 3.065/?/?21h = 2.25© = 2.25x3.065/nm = 6.896/7?/7?2 =空旳33 h 6.8963. 计算载荷系数k查表12得使用系数心=1.©根据=0.692加/s、由图lx得动载系数心=11°直齿轮kh汀kf1；由表10-2查的使用系数乩"查表1(m用插值法得7级精度查机械设计，小齿轮相对支

20、承非对称布置 k/423由 *9.33 kh0"423由图 h3得k = 1-35故载荷系数k = kkkhqkw = 1xl10x1x1.423 = 1.5654. 校正分度圆直径仏由机械设计,= d3t jk/ kt = 64.363x vl .565/1.3mm = 70.626加加5计算齿轮传动的儿何尺寸 1计算模数加m2 = d3 / z3 = 70.626/21 = 3.36mm2按齿根弯曲强度设计，公式为说阕詡1确定公式内的各参数值1由机械设计图 hoc查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限lim3 =580mp6z.大齿轮的弯曲强度极限6仆4 =380mpd ；2由机械设计图1

21、0-18取弯曲疲劳寿命系数k咖=0.92, kfn43计算弯曲疲劳许用应力；取弯曲疲劳安全系数 41.4应力修正系数"2.0,得q訂3 = kfn'yst% =500x0.92/1.4 = 328.57 mpa=k忙380x0.94/" 255.14咏4. 计算载荷系数kk = kak，kmki0 = x 10 x1x1.35 = 1.4855. 查取齿形系数丫加、丫和应力修正系数人“3、丫冷旗由机械设计表查得= 276%=2.26.心=156也=17646计算大、小齿轮的"j并加以比较;皿 3 =0.013104】3sm =0.015625大齿轮大7.设

22、计计算2x1.485x10.36x10°lx212x 0.015625mm=2.22mm对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的魔术®大于由齿根弯曲疲 劳强度计算的模数，曲于齿轮模数時勺大小主耍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叫=2 5mii接 触强度算得的分度圆直径“=70. 626mn算出小齿轮齿数d. 70.623“7, = = 28g m2 2.5大齿轮 4 = zn3 = 28x3.59 = 100.52 取乞=100这样设计出的齿轮传

23、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、= z3m2 = 28x2.5 = 70mmd4 = z4m2 = 100x2.5 = 250mm2. 计算屮心距a' = 3；“ =（70 +250）/2 = 1603. 计算齿轮宽度b =屛3 = 1x70 = 70mm取 b2 = j omm b = 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 = 48rrm轮毂长度/与齿宽相等1 = 70(/nm)轮毂直径。=16 = 1.6x48 = 76.8（加加）取 £&

24、gt; = 76(mm)轮缘厚度&=1°伽"）腹板厚度*22（呦）腹板中心孔直径久二伽叭腹板孔直径必=24伽旳轮毂长度/与齿宽相等齿轮倒角取n = 2（m,n）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arrm125160传动比14. 673. 59模数mrrm22. 5压力角a2020齿数z22210328100分度圆直径drrm44206670250齿顶圆直径darrm4821075255齿根圆直径dfmn3920163. 75243. 75齿宽bmn50457570旋向左旋右旋右旋左旋材料40cr4540cr4

25、5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。< oho, e >300j > c 3 = 14.72/nm1轴 v®,考虑到联轴器、键榊的影响，取dl=30d2>c 3 = 24.31mm2轴，取 d2=5d3>c3= 36.88/nm3轴y切，取（13=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：轴承代号基本尺寸安装尺寸血i基本额定/诅ddbdada动载荷cr静载荷cor302073572174262

26、54. 263. 530208408018476963. 074. 03. 确定轴上零件的位置和固定方式1轴：曲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zdl九轴的校核计算1.1轴强度校核1 1).高速轴的强度校核由前面选

27、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©=73对a2)白计算齿轮上受力(受力如图所示)切向力44径向力 fre = % x tan 20° = 1088x0.364 = 396n 3) 计算弯矩 水平面内的弯矩：打 freab 396x134x47mvit 屮=13779.05皿 / 181垂直面内的弯矩：“ fab 1088x134x47“181m= 31s51.59n.mm4 nidx故 m =+= j13779.05?+37857.59? = 40287.2 n .mm取0=0.6,计算轴上最大应力值:“_ jm?+(旳)2 _(4027&

28、amp;2r +(0.6x23.94x103% -0.1x383 =77.93mpd v q = 735m% 故高速轴安全，合格。弯矩图如下: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©=73则加2)巧.计算齿轮上受力(受力如图所示)切向力血250径向力 f 胆=f(e x tan 20° = 2882x0.364 = 1049n3) 计算弯矩水平面内的弯矩:=45033.887v.m/wf/“ _1049x67xll9.5y maxf-_185垂直面内的弯矩:m' = wzmax>=2882x67x1

29、19.5 =123725 h；v_186.5故 m' =45033.8*+123725.1=131666.01n.mm取仅f6,计算轴上最大应力值：jm'2+(q7；)2 j131666.072 +(0.6 x 360.25 xlo3)"% _ w _0.1 x483=22.89mpa 久=735mpa 故低速轴安全，合格。弯矩图如下:屮间轴的校核，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u 30207两个，轴m选用30208两个 gb/t297199切 寿命计算：轴

30、i1 查机械设计课程设计表4159,得深沟球轴承30207c, = 542kn cor=63.5kn2查机械设计得注1, h巴出二巴2 二 ¥ = 544nfrw=fr2v= = 19sn3.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=2=曲 + 町” =v5442+1982 = 578.91/v由于基本只受轴向载荷，所以当量动载荷：p = fp (xfr + y巧)=1.2x(1x578.91 + 0) = 694.76/v4.已知预期得寿命10年，两班制厶” =2x8x10x365 = 58400/1基本额定动载荷px启学106

31、694.76x360x960x5840010"=10.4 w<cr =542kn所以轴承30207安全，合格轴皿1查机械设计课程设计表4159,得深沟球轴承30208cr=63.oknc(“=74.0 册2查机械设计得冶 1, =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n = 144122在水平面内轴承所受得载荷f'rw=f'r2v= = 524.5n所以轴承所受得总载荷f = f“=f2= jfh +f凳=v14412+524.52 = 1533.49n曲于基本只受轴向载荷，所以当量动载荷:p = fp(xf'r+yf'a) =

32、1.2x(1x1533.49 + 0) = 1840.19/v4已知预期得寿命10年，两班制ll()h =2x8x10x365 = 58400/?基本额定动载荷c, = p= 1840.19x j60x5726x58400 = 26.07rn <cr= 63.okn106106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，其许用挤压应力=1so mpa1轴左端连接弹性联轴器，键槽部分的轴径为3汕 轴段长5伽所以选择单圆头普通平键0®）键b=8mi）h=7rm）lf45m

33、n2轴轴段长为73nn）轴径为43呵所以选择平头普通平键（a型） 键 b=12rrrr）h=8mr）l=63mn轴段长为43nn）轴径为43nn）所以选择平头普通平键（卿）键 b=12nn)tf=8mr)l=35mn3轴轴段长为68nn）轴径为48nn）所以选择圆头普通平键（a型） 键 b=14rrrr）l=58nrn右端连接凸缘联轴器，键槽部分的轴径为3&呵轴段长78rm） 所以选择单圆头普通平键（a型）键b=10mi; 丹四 说伽2键类型的校核1轴4360. 25n m ,2t 2x23.94x1()3 dxlxk32x37x3.5 2t 2x103.60x103dxlxk格一 4

34、3x33x4 2t 2x360.25xl03dxlxk一 38x59x4则强度足够，合格36.5mpa < t=103. 60n m ,则强度足够,so.3mpa < (jpt=23. 94nm,可11.6mpa < j则强度足够，合格，均在许用范围内。十二联轴器的选择曲于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊耍求，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t、=1250（n 加）选用tx3型（cw 50142003）弹性套柱销联轴器，采用z型轴孔，a型键，轴 孔直径6=2门伽选轴孔长度为 l=45nm2减速器的岀口端t4 = 400(n m)选用35型（矽t 5

35、843-2003）弹性套柱销联轴器，采用y型轴孔，c型键，轴孔直径d=5（nimn选 凸临 轴孔长度为 l=60mn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8100. 025a+3 >=8箱盖壁厚8 180. 02a-h3 >=8凸缘厚度箱座b151. s箱盖bl121. s 1底座b2252. s箱座肋厚m80. 85)地脚螺钉型号dfml60. 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. i.® df连接螺栓的间距116015(7200轴承盖螺钉直径d38(0. 47. 5) df观

36、察孔盖螺钉d46(0. 3-0. 4)df足位销直径d9. 6(0. 7-0. 8) d2dl, d2至外箱壁距离cl22cl>=clmi nd2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+ (5hq)轴承端盖外径d2101 101 106轴承旁连接螺栓距离s1151 40 139注释：a取低速级中心距，a= 160nm2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杳孔。图中检杳孔设在上箱盖顶部 能直接观察到齿轮啮合部位处。平时，检杳孔的盖板用螺 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，辿 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（陶固定轴系部件的轴向位置并承受轴