机械设计课程设计二级减速器

1、机械设计课程设设计说明书设计题目胶带式输送机传动装詈设计者班级学号指导老师时间四、五、六、七、八、九、设计任务书传动方案拟定电动机的选择目录传动装置的运动和动力参数计算-高速级齿轮传动计算低速级齿轮传动计算齿轮传动参数表轴的结构设计轴的校核计算滚动轴承的选择与计算、 键联接选择及校核、 联轴器的选择与校核、 减速器附件的选择四、润滑与密封五、六、12181819292923242526- 6 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XX原始数据:数据编号04运送带工作拉力F/N2200运输带工作速度v/(m/s)0.9卷

2、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)0 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/N 2200 0运输带工作速度v/(m/s)0.9 ,卷筒直径D/mm 300 o1. 外传动机构

3、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。原动机部分为丫系列三相 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要求和工作条

4、件选用 丫系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V。2. 确定电动机效率Pw按下试计算Pw 1000w Vw kw试中Fw=2200NV=0.9m/s 工作装置的效率考虑胶带卷筒器及其轴承的效率取w 0.94代入上试得Pw 1000w Vw kw 2.11kw电动机的输出功率功率p。按下式PoRkw式中 为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率由试223gcr由表2-4滚动轴承效率r =0.99 :联轴器传动效率0.99 :齿轮传动效率g =0.98（7级精度一般齿轮传动）则=0.91所以电动机所需工作功率为PoPw2.110.912.32kw因载荷平稳，电动机核定功率Pw只需要稍大

5、于Po即可。按表8-169中丫系列电动机数据，选电动机的核定功率Pw为3.0kw。3. 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9 25而工作机卷筒轴的转速为nw6 10匕_r/min 57.32r/minD300 所以电动机转速的可选范围为nd i' nw(9 25) 57.32r/min(515.92 1433.12) r/min符合这一范围的同步转速有750 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的丫系列电动机丫132S,其满载转速为

6、%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i并分配传动比i1. 总传动比i为nmnw型 16.7557.322. 分配传动比考虑润滑条件等因素，初定i 4.67 i 3.593. 计算传动装置的运动和动力参数I轴nnm960r/minnni205.57i7minII轴n57.26 r/minniIII轴卷筒轴nwn57.26i7min4.各轴的输入功率I轴P =Po=2.32 0.99=2.30kwcII轴P =P=2.30 0.99 0.98=2.23kwrgIII轴PP=2.23 0.99 0

7、.98=2.16kwrg卷筒轴PwP=2.16 0.99 0.99=2.12kwrc5.各轴的输入转矩I轴T9550D 2 30P 9550 23.94N mn 9601.各轴的转速将上述计算结果汇总与下表，以备查用。项目电动机轴轴轴工作轴转速（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II轴III轴工作轴9550I 9550电动机轴n205.57P2.16n57.26)

8、Pw2.12Jnw57.26Po2.329nm9609550955095502.239550103.60N m360.25N m353.58N m22.98N m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240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4.选小齿轮齿数Zl21，则大齿轮齿数Z2 i Z121 4.67 98.07取 Z2991).按齿轮面

9、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d1t 2.32彳KT, u 1 Z1>.确定公式内的各计算数值1.试选载荷系数Kt 1.32. 计算小齿轮传递的转矩Ti9.55 106P2.381104 N mm3. 按软齿面齿轮非对称安装，由机械设计选取齿宽系数4.由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数Ze189.8如Pa。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H lim 1600M Pa;大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2550M Pa6. 计算应力循环次数N160njLh 60 960

10、 1 365 2 8103.364 109N2 7.203 1080.90khn20.95iK7.由机械设计图6.6取接触疲劳寿命系数HN18.计算接触疲劳许用应力取安全系数S=1Kh1HN1 H'im1 0.90 600M Pa 540M PaSKH2 HN2 Hlim2 0.95 550MPa 522.5MPaS2>.设计计算1.试算小齿轮分度圆直径d1t，代入H 中较小的值。d1t 2.3冒工239.563mm2.计算圆周速度v60 100039.563 960 1.988ms60 1000计算齿宽bd1t 1 39.563mm 39.563mm计算齿宽与齿高之比b/h模数

11、mtZ心 39.563mm 1.884mm21齿高h 2.25mt2.25 1.884mm 4.24mm嗨 9.3314.243.计算载荷系数K查表10-2得使用系数Ka=1.0；根据 v 1.988ms、由图 10-8得动载系数Kv 1.10直齿轮K Kf 1 ；由表10-2查的使用系数Ka 1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K 1.417由 b/h=9.331K 1.417由图10-13得Kf 1.34故载荷系数KKaKv k K1 1.10 1 1.417 1.5594.校正分度圆直径d1由机械设计d1 d1t时 39.563 3/1559713mm 4

12、3.325mm5.计算齿轮传动的几何尺寸1.计算模数mm1 d1 / Zi 43.325/212.063mm2. 按齿根弯曲强度设计，公式为m2KT1 YFaYsa1>.确定公式内的各参数值1.由机械设计图10-20C大齿轮的弯曲强度极限Flim2380MPa .2.由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数KfN1 0.88，KfN2 0.923. 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YstZO,得f1KfN1YST FE1500 0.88/1.4314.29 MPaf2KFN 2YST FE2380 0.92/1.4247.71M Pa查得小齿轮的弯曲疲劳强

13、度极限Flim1 580MPa ；4.计算载荷系数KK KaKvKfKf1 1.10 1 1.341.4745.查取齿形系数丫刊1、丫刊2和应力修正系数Ysa1、Ysa2由机械设计表查得 YFa12.76 ； YFa2 2.18 ； Ysa1 1.56 ； Ysa21 .79YFaYsa6.计算大、小齿轮的f并加以比较;丫丛1 0.013699f1涪 o.。15753大齿轮大7. 设计计算1 212rn1.747 2.381 10 0.016337mm 1.358mm对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的模数 mi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

14、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m1=2mm 接触强度算得的分度圆直径di=43.668mm ，算出小齿轮齿数Zidi 43竺 22m122大齿轮 Z2 i Z1 22 4.67 他.74 取 z2 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d1、d2di222 44mmd21032206mm2.计算中心距di(44 206)/2 125mm3. 计算齿轮宽度bd d1 1

15、44 44mm取 B2 45mm ， B1 50mm3>. 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 43mm轮毂长度 l 与齿宽相等l 45(mm)轮毂直径 D1 178(mm)轮缘厚度 0 10(mm)板厚度 c 14(mm)腹板中心孔直径 D0 130(mm) 腹板孔直径 d0 20(mm)齿轮倒角 取 n 2(mm)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-

16、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Z321，则大齿轮齿数Z4 I Z3 21 3.59 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fKT3 U 1 Ze 2 d3t 2.32上（亡）1>.确定公式内的各计算数值1.试选载荷系数Kt 1.32. 计算小齿轮传递的转矩T3955 106P10.36 104 N mmH3 也严 0.96 600MPa576M

17、 Pa3. 按软齿面齿轮非对称安装，由机械设计选取齿宽系数 4.由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数Ze 189.MPa。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H lim 1 600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限H lim 2 550MPa6. 计算应力循环次数N360n jLh 60 205.57 1365 2 8 100.720 109N4 吐 0.2001 108I7.由机械设计图6.6取接触疲劳寿命系数K HN3 0.96 K HN4 0.988. 计算接触疲劳许用应力取安全系数S=1h4 KhN4 Hlim4 0.98 550MPa 539MP

18、a S2>.设计计算1. 试算小齿轮分度圆直径d3t，代入H中较小的值。d3t2吧 U 1' ZE十）2 6"2.计算圆周速度v/dyn60 100064.363 205.57 0.692ms60 1000计算齿宽bb d d3t64.363mm 64.363mm计算齿宽与齿高之比b/hd1t 64.363 cc"mtmm 3.065mmzh 2.25mtb 64.363h 6.896212.25 3.065mm 6.896mm9.333. 计算载荷系数查表10-2得使用系数Ka=1.o；根据v°.692m/s、由图10-8得动载系数Kv 1.10直

19、齿轮K Kf 1 ；由表10-2查的使用系数kA 1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K 1.423由 b/h=9.33 K1 423ix 1 35.3由图10-13得Kf故载荷系数K KaKvK k 11.10 1 1.423 1.5654.校正分度圆直径d170.626mm由机械设计，d3 dstNK 64363勺'1融帀mm5.计算齿轮传动的几何尺寸 1.计算模数mm2 d3 / z370.626/213.36mm2. 按齿根弯曲强度设计，公式为m2 3即YFaYSadzfF1>.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

20、曲疲劳强度极限Flim3580 MPa大齿轮的弯曲强度极限Flim4 380MPa ；2.由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数KfN3 0.92，KfN40.943.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Yst2.0，得f3KfN3丫ST FE3500 0.92/1.4328.57 MPar 1KFN 4YST FE4f4S380 0.94/1.4255.14MPa4.计算载荷系数KK KaKvKfKf1 1.10 1 1.351.4855.查取齿形系数丫刊3、丫刊4和应力修正系数Ysa3、Ysa4由机械设计表查得 YFa32.76 ； YFa42.26 ； YS

21、a3 1.56 ； YSa4 1.764YFaYSa6.计算大、小齿轮的f并加以比较;普 O.。13104f40.015625大齿轮大7. 设计计算m23/2 1.485 10.36 104 0.015625mm 2.22mm1 2122对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的魔术m2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m2=2.5mm接触强度算得的分度圆直径d3=70.626mm ，算出小齿轮齿数Z3虫咤28-

22、m22.5大齿轮Z4 i Z3283.59 100.52 取 z2100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d1d2d3Z3m228 2.5 70mmd4乙m2100 2.5250mm2.计算中心距a/d3 d4(70 250)/2160mm3. 计算齿轮宽度bdd3 1 7070mm取 B2 70mm ， B1 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 l 与齿宽相等轮毂长度 l 与齿宽相等l 70(mm)取 D1

23、 76(mm)轮毂直径 D1 1.6d 1.6 48 76.8(mm)轮缘厚度 0 10(mm)腹板厚度 c 22(mm)腹板中心孔直径 D0 154(mm)腹板孔直径 d0 24(mm)齿轮倒角 取 n 2(mm)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i4.673.59模数mmm22.5压力角ao2020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40Cr

24、4540Cr45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>diCJP 14.72mmYn，考虑到联轴器、键槽的影响，取 d1=30d2c4P 24.31mmY n，取 d2=35d3C 3f-36.88mmY n，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/mm安装尺寸/mm基本额定/kNdDBdaDa动载荷Cr静载荷Cor30207357217426254.263.5

25、30208408018476963.074.03.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frr1_ 1A LLJC 九. 轴的校核计算1.1轴强度校核/11).高速轴的强度校核由前面选定轴的

26、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b=735Mpa2). b.计算齿轮上受力(受力如图所示)Fte切向力M zmax取=0.6，maxa44Ftetan 201088 0Freab396134 47l181Fteab1088134 472Ti3).计算弯矩水平面内的弯矩:13779.05N.mm垂直面内的弯矩:I181M y max径向力Fre2 23.94 1031088N396N37857.59N.mm_mJ J13779.052 37857.59240287.21 N .mm计算轴上最大应力值:2T1J40278.2120.6 23.94 1030.1 3837

27、7.93M Pab 735 MPa 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b=735Mpa2). b.计算齿轮上受力(受力如图所示)2T3F te切向力d42 360.25 1 032882N250径向力F reF tetan 202882 0.3641049N3).计算弯矩水平面内的弯矩:M ymaxF'rea'b'1049 67 伍.545033.88 N.mm186.5垂直面内的弯矩:zmaxF teabIl2882 67 伍.5l23725.11N.mm186.5J450

28、33.882123725.112131666.07 N.mm取=0.6，计算轴上最大应力值:Tm'22T3J131666.072_0.6 360.25 103 'max30.1 48322.89M Pab 735 M Pa 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 n 30207 两个，轴 m选用 30208 两个(GB/T297-1994)寿命计算:1.查机械设计课程设计表8-159，得深沟球轴承30207Cr 54.2kNC

29、or63.5kNCr P 30nLh 694.76 60 9606 58400 10.41kN Cr 54.2kN1062.查机械设计得X=1,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Fr1HF r2HFte2544N在水平面内轴承所受得载荷Fr1VF r2VFre198N所以轴承所受得总载荷Fr Fr1 Fr2 JF需K J54厂98578.91N由于基本只受轴向载荷，所以当量动载荷:P fp XFrYE1.2 1 578.91 0 694.76N4.已知预期得寿命10年，两班制L10h2810 36558400h基本额定动载荷所以轴承30207安全，合格1.查机械设计课

30、程设计表8-159，得深沟球轴承30208Cr 63.0kN Cor74.0kN2.查机械设计得X=1,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IF r1HIF r2H导 1441N在水平面内轴承所受得载荷F r1VF r2VJe 524.5N2所以轴承所受得总载荷F r F r1 F r2Jf'21hF'21vJl4412 524.521533.49N由于基本只受轴向载荷，所以当量动载荷:P fp XFr YFa1.21 1533.49 01840.19N4.已知预期得寿命10 年,两班制L10h2 8 10 36558400h基本额定动载荷1061840

31、.19 60 57.266 58400 26.07kN Cr 63.0kN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。卜一.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p=150MPa左端连接弹性联轴器，键槽部分的轴径为32mm，轴段长56mm ,所以选择单圆头普通平键（A型）键b=8mm,h=7mm,L=45mm轴段长为73mm，轴径为43mm，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=35m

32、m轴段长为68mm，轴径为48mm，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T=23.94N.m2Td l k32 23.94 10则强度足够,合格11.6M pap32 37 3.5T=103.60N.m2Td l k32 103.60 10 36.5M pa 43 33 4则强度足够,合格T=360.25N.m2Td l k2 360.25 10380.3Mpa38 59 4则强度足够,合格，均在许用范围内。十二.

33、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T,1250(N?m) 选用TX3型(GB/T 5014-2003 )弹性套柱销联轴器，采用 Z型轴孔，A型键,轴孔直径d=2230mm, 选d=30mm,轴孔长度 为 L=45mm 2.减速器的出口端T4400( N ?m) 选用GY5型(GB/T 5843-2003 )弹性套柱销联轴器，采用 丫型轴孔，C型键,轴孔直径d=5071mm, 选d=50mm,轴孔长度 为 L=60mm.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100.025a+3 >=8箱盖壁

34、厚5180.02a+3 >=8凸缘厚度箱座b151.5 5箱盖b1121.5 5底座b2252.5 5箱座肋厚m80.85 5地脚螺钉型号dfM160.036a+12数目n4轴承旁联接螺栓直径d1M120.75 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l160150200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 ) d2d1,d2至外箱壁距离C122C1>=C1mi nd2至凸缘边缘距离C216C2>=C2mi ndf至外箱壁距离C326df至凸缘边缘距

35、离C424箱体外壁至轴承盖座端面的距1153C1+ C2+(510)离轴承端盖外径D2101 101106轴承旁连接螺栓距离S115140139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130 X为检查传动零件的啮合情况，并向箱内注入润滑油，应在视孔盖100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通气器通气螺减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大，塞为使箱内热胀空气能自由排出，以保持箱内外压力平衡，M10 X1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承受轴向载荷，轴承座孔两端 用轴承盖封闭。轴承盖有凸缘式和嵌入式两种。图中采用 的是凸缘式轴承盖，禾用六角螺栓固定在箱体上，外伸轴 处的轴承盖是通孔，其中装