机械课设说明书模板

机械课设说明书资料内容仅供参考，如有不当或者侵权，请联系本人改正或者删除。唐山学院机械设计课程设计题目系(部)机电工程系班级13级本1姓名学号指导教师15年12月24日至1月14日共3周1月16日课程设计成绩评定表出勤情况出勤天数缺勤天数成绩评定出勤情况及设计过程表现(20分)课设答辩(20分)设计成果(60分)总成绩(100分)提问(答辩)问题情况综合评定指导教师签名:年月日目录TOC\o"1-3"\h\z1概述1.1课程设计的目的21.2设计内容和任务21.2.1设计内容和任务2 1.2.2设计要求2 1.3设计的步骤22传动装置的总体设计22.1拟定传动方案62.2选择电动机72.2.1选择电动机类型和结构型式7 2.2.2确定电动机的功率7 2.2.3确定电动机的转速7 2.3传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配82.3.1计算总传动比82.3.2合理分配各级传动比82.4传动装置的运动和动力参数计算82.4.10轴(电机轴)输入功率、转速、转矩8 2.4.2Ⅰ轴(高速轴)输入功率、转速、转矩8 2.4.3Ⅱ轴(中间轴)输入功率、转速、转矩8 2.4.4Ⅲ轴(低速轴)输入功率、转速、转矩9 2.4.5Ⅳ轴(滚筒轴)输入功率、转速、转矩9 3传动零件的设计计算103.1高速级齿轮传动设计10. 3.2低速级齿轮传动设计15 4轴系的设计204.1中间轴的设计(包括轴承的选择)204.2高速轴的设计(包括联轴器和轴承的择)254.3低速轴的设计(包括联轴器和轴承的选择)275键的强度校核295.1高速轴键295.2中间轴键295.3低速轴键296减速器的结构6箱体的结构设计307润滑和密封设计 338减速器的附件338.1杆式游标33 8.2排油孔螺塞33 8.3窥视孔盖33 8.4通气器33 8.5起吊装置34 8.6起盖螺钉348.7调整垫片348.8定位销34 6设计心得35参考文献36附录371前言机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要,是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外,还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。

减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动、圆柱齿轮传动所组成的独立部件,常见在动力机与工作机之间的传动装置。在当前用于传递动力与运动的机构中,减速器的应用范围相当广泛。几乎在各式机械的传动系统中都能够见到它的踪迹,从交通工具的船舶、汽车、机车,建筑用的重型机具,机械工业所用的加工机具及自动化生产设备,到日常生活中常见的家电,钟表等等。其应用从大动力的传输工作,到小负荷,精确的角度传输都能够见到减速器的应用,且在工业应用上,减速器具有减速及增加转矩功能。因此广泛应用在速度与扭矩的转换设备。本设计中的减速器原动机为电动机,工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动,第一级传动为直齿圆柱齿轮减速器,第二级传动为斜齿圆柱齿轮传动。齿轮传动的传动效率高,适用的功率和速度范围广,使用寿命较长,是现代机器中应用最为广泛的机构之—。

由已知运输带与卷筒的相关数据来设计合适的减速器,设计基本思路为:首先,经过运输带的工作速度和工作拉力确定发动机的类型,各部分的传动比,以及总体参数;其次,根据传动比,以及求出的减速系统的总体参数确定使用的传动零件,即带传动与齿轮传动,同时进一步设计计算出传动零件的相关参数;再次,根据传动零件来设计计算连接部件,即轴,轴承,连轴器等,并校核设计的数据。最后,根据各个部件的设计参数来确定减速器机箱的总体设计,以及附件的选择二、设计方案工作条件三班制单向连续运转,载荷较平稳;运输机工作转速允许误差±5%;使用折旧期为,每年工作250天;工作环境:室外,灰尘较大,常温;动力来源为电力,三相交流,电压380/220V;检修间隔期为三年一大修;制造条件及生产批量为一般机械制造工厂,批量生产。原始数据数据编号A1,带工作拉力F(N)=1900,带速度V=1.35m/s,卷筒直径D=270mm。设计任务画A1号装配图一张,A3号零件图二张;设计计算说明书一份,6000～8000字。设计目的综合运用先修课理论,培养分析和解决工程实际问题的能力;学习简单机械传动装置的设计原理和过程;进行机械设计基本技能训练。(计算、绘图、使用技术资料)总体设计由电机、减速器、卷筒等组成系统。如图二级圆柱齿轮减速器(展开式)。图2-1传动装置总体设计图1、电动机的选择1.选择电动机类型:按工作要求选用Y系列全封闭自扇式笼型三相异步电动机,电压380V。2.选择电动机容量:电动机所需工作功率为,工作机所需功率为,传动装置的总效率为各部分效率:滚动轴承效率=0.99;闭式齿轮传动效率=0.97;联轴器效率=0.99;传动滚筒效率=0.96。代入得==0.850所需电动机功率为==2.89KW因载荷平稳,电动机额定功率略大于即可。选电动机的额定功率为3KW。3.确定电动机转速滚筒轴工作转速二级圆柱齿轮减速器的传动比i=8~40,故电动机转速的可选范围为现选取同步转速为1500的电动机。综上所述,符合以上数据要求的电动机只有Y100L2-4型电动机。2传动装置的传动比及运动动力参数1.计算传动比1.因为没有V带和带轮,取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比4.563,则低速级的传动比3.259,以上传动比的分配只是初步的。2.运动和动力参数计算0轴(电动机轴)kW 1轴(高速轴)2轴(中间轴)2.85kw, 3轴(低速轴)4轴(滚筒轴)各轴运动和动力参数计算结果:轴名功率P/kW转矩T/N·m转速n/(r/min)传动比i效率输入输出输入输出电动机轴339.5451420111轴2.972.9419.9719.77142010.992轴2.852.8287.4686.59311.24.5630.963轴2.7372.71273.73270.9995.493.2590.96滚筒轴2.682.653258.03255.4595.4910.983齿轮的设计3.1高速级齿轮传动设计1.选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1)选用直齿圆柱齿轮传动,压力角取为。(2)带式输送机为一般工作机器,选用7级精度。(3)材料选择。由表10-1,选择小齿轮材料为40Cr(调质),齿面硬度为280HBS;大齿轮材料为45钢,齿面硬度为240HBS。(4)、选小齿轮齿数,大齿轮齿数,取。2.按齿面接触疲劳强度设计试算小齿轮分度圆直径,即。确定公式中各参数的值。试选;计算小齿轮传递的转矩;由表10-7选取齿宽系数;©由图10-20查得区域系数;©由表10-5查得材料的弹性影响系数;©由式10-9计算接触疲劳强度用重合系数:计算疲劳许用应力;由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为、。计算应力循环次数:由图10-23查取接触疲劳寿命系数、,取失效概率为1%,安全系数S=1,可得:取其中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力,即。试算小齿轮分度圆直径:(2)、调整小齿轮分度圆直径计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度V:齿宽b:计算实际载荷系数由表10-2查得使用系数;根据V=2.549m/s、7级精度,由图10-8查得动载系数;齿轮的圆周力:由表查得齿间载荷分配系数;由表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支撑不对称布置时,得齿向载荷分布系数;由此得到实际载荷系数:可得按实际载荷系数算得的分度圆直径:及相应的齿轮模数3.按齿根弯曲疲劳强度设计(1)试算模数,即确定公式中各参数的值试选;由式10-5计算弯曲疲劳强度用重合度系数:;计算由图10-17查得齿形系数、;由图10-18查得应力修正系数、;由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为、;由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数、;取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得:取其较大者,即试算模数:(2)调整齿轮模数计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度V。齿宽b。宽高比b/h。计算实际载荷系数根据、7级精度,查得动载系数;由;查表得齿间载荷分配系数;由表10-4用插值法查得,结合,得,则载荷系数:;可得按实际载荷系数算得的齿轮模数:w为使其满足要求,取m=1.5mm,,取。1.1.4、几何尺寸计算由上有m=1.5mm。,;则,,。(4)齿面接触疲劳强度校核按前述类似做法,有,,,,,,,有(5)齿根弯曲疲劳强度校核按前述类似做法,有,,,,,,,有,m=1.5mm,。有齿根弯曲疲劳强度满足要求主要设计结论:3、2低速级齿轮传动设计1.选齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用斜齿圆柱齿轮,压力角α=20,初选螺旋角β=,精度等级选用7级精度;材料及热处理:选择小齿轮材料为45钢(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。试选小齿轮齿数z1＝23,大齿轮齿数z2=z1*=23*3.259=74.96.圆整z2=75。此时,i=75/23=3.260,误差为0.05%。按齿面接触强度设计2.按式(10—21)试算小齿轮分度圆直径,即确定公式内的各计算数值,试选Kt＝1.3由图10－20选取区域系数,＝2.433由表10-7选取尺宽系数,φd＝1计算小齿轮传递的转矩,T21=表10－5查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa计算接触疲劳强度用重合度系数.=======1.825,===0.46665螺旋角系数===0.985由图10－25d查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝550MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2＝550MPa;由式(10－15)计算应力循环次数N1＝60n1jLh＝60×311×1×(24×250×10)＝1.12×N2＝N1/5＝3.436×由图10－23查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.93;KHN2＝0.96MPa＝558MPaMPa＝528MPa取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力,因此可得==528MPa.计算小齿轮分度圆直径=(2)调整小齿轮分度圆直径计算实际载荷系数前的数据准备:圆周速度v。=0.59m/s齿宽b。b==1x36.23mm=36.23mm。计算实际载荷系数。已知载荷平稳,因此取=1根据v=0.59m/s,7级精度,由图10—8查得动载系数=1.02N/mm>100N/mm查表10-3得齿间载荷分配系数=1.2。由表10—4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑对称布置时,得齿向载荷分配系数=1.417。故实际载荷系数===2.023由式(10-12)可得按实际的载荷系数算得的分度圆直径,=及相应的齿轮模数=3.齿根弯曲疲劳强度校核由式(10-7)计算模数,即(1)确定公式中各参数的值:试选=1.3。由式(10-5)计算弯曲疲劳强度用重合度系数。====由式(10-19),可计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数。==0.787计算。由当量齿数=25.178,=82.1,查10-17得齿形系数=2.75,=2.26。由图10-18查得应力修正系数=1.57、=1.72。由图10－24c查得小齿轮的齿根弯曲疲劳强度极限σFlim1＝500MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限σFlim2＝380MPa;由图10－22查得弯曲疲劳寿命系数KFN1＝0.92,KFN2＝0.96。取弯曲疲劳安全系数S＝1.4,由式(10-14)得==328.57MPa==260.57MPa,因为大齿轮的大于小齿轮,因此取=试算模数=1.512mm调整齿轮模数计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度v。=1.512x23/cos14=35.84mm3.14x35.84x311/60/1000=0.5836m/s齿宽b。b==1x35.84mm=35.84mm齿宽高比b/h。==3.402b/h=35.84/3.402=10.535计算实际载荷系数。根据v=0.5836m/s,7级精度,由图10—8查得动载系数=1.06;N=N1x4880/35.84=136.18N/mm>100N/mm查表10-3得齿间载荷分配系数=1.2。由表10—4用插值法查得齿向载荷分配系数=1.412,结合b/h=10.535,查图10-13,得=1.348故实际载荷系数==1x1.06x1.2x1.348=1.7147由齿根弯曲疲劳强度校核式代入数值得满足齿根弯曲疲劳强度。故取模数m=2合适。4.几何尺寸计算计算中心距==(23+75)x2/2cos14=101mm计算大、小齿轮的分度圆直径==计算齿轮宽度=47.4mm考虑都安装误差,取小齿轮齿宽b1=54mm,大齿轮齿宽b2=48mm。结构设计:因齿轮齿顶圆直径大于160mm,而又小于500mm,故选用腹板式。5.主要设计结论齿数Z1＝23,Z2=75,模数m=2mm,压力角α=,螺旋角β=,中心距a=101mm,齿宽b1=54mm,b2=48mm,小齿轮材料为45钢(调质),大齿轮材料为45钢(调质)。齿轮按7级精度设计。4传动轴的设计及滚动轴承的选择4.1中间速轴的设计及轴承的选择求中间轴上小大齿轮的功率P,转速n和转矩T。低速级上的小齿轮:高速级上的大齿轮:求作用在齿轮上的力小齿轮:因已知小齿轮的的分度圆直径为而大齿轮:已知大齿轮的的分度圆直径为154.59mm而3初步确定轴的最小直径.先按式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢,调质处理。根据表15-3,取,于是得4.轴的结构设计(1)拟定轴方案:如图所示图3.7.1中间轴(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度该中间轴的最小直径显然是安装滚动轴承所在的轴的直径,为了使所选的轴的直径与滚动轴承的孔径相适应,故需同时选用滚动轴承,在此处轴既受径向力,又受轴向力,因此选用单列圆锥滚子轴承,参照工作面要求并根据23.44,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组,标准精度级的角接触球轴承7205AC,其尺寸为,因此,左端轴承右侧采用套筒定位,套筒右侧是一非定位轴肩,非定位轴肩的高度,以及考虑键的削弱作用,因此,=35mm,同理,给右端轴承定位的套筒左端也为一非定位轴肩,因此。至此,中间轴上各轴段的直径已设计出。初取齿轮距箱体内壁之距离为14mm,滚动轴承距箱体内部距离为6mm。因此有15+6+14=35mm由上已知低速级小齿轮的齿宽为,由于齿轮所在轴段应比齿轮轮毂短2-3mm,因此可确定,两齿轮中间轴段为一轴环,其宽度,因此取。至此,中间轴上各轴段长度已确定。轴段12345直径d2528352825长度L3552102635(3)中间轴上零件的周向定位:齿轮与轴之间的周向定位采用平键连接,由表6-1查得采用平键尺寸为,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为m6。确定轴上的圆角和倒角尺寸取轴端倒角为C2,各轴肩处的圆角半径为R1。轴的强度校核首先根据轴的结构图作出轴的计算简图在确定轴承的支点位置之前,应从手册中查取a值,对于7205AC的角接触球轴承,由手册中查的,作为简支梁的轴的支撑跨距为160.6mm,根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。其中从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图可看出截面2是轴的危险截面,现将计算出的截面B处按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据:==前已选轴材料为45钢,调质处理。查表15-1得[]=60MP,>[],改选调制处理,此时[]=70>此时轴合理安全。轴承的校核求两轴承受到的径向载荷。中间轴上轴承受力,求两轴承的计算轴向力求两轴承的当量动载荷查手册可知,判断系数,又因为算比值<e,查表得。取,2轴承只受径向载荷,因此,取两者中较大者进行寿命计算,则。轴承寿命计算该中间轴所选轴承为7205AC的轴承,从手册上查的其基本额定动载荷,中间轴的转速为,将数值带入上述公式得该轴承满足寿命要求。4.2高速轴的的设计及轴承的选择1.求高速轴上小齿轮的功率P,转速n和转矩T。2.初步确定轴的最小直径先按式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢,调质处理。根据表15-3,取120,于是得3.轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案:如图所(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度由图知,该轴的最小直径显然是安装轴承处轴的直径,为了使所选的轴的直径与联轴器相适应,故需同时选取联轴器型号,联轴器计算转矩,考虑转矩变化很小,故取。按照计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件,查手册,选用HL1型弹性柱销联轴器,其公称转矩为160000。半联轴器的孔径,半联轴器的长度为。工作长度故取轴的直径为,该轴端采用轴肩定位,考虑到轴肩的高度以及安装轴承,现取,选用6304的深沟球球轴承,尺寸,取,考虑到轴肩的高度,算的,6,部分为小齿轮。结合中间轴相关轴段长度的确定以及滚动轴承宽度的大小,确定出,由上已知高速级小齿轮的齿宽为35mm,因此,取定位轴承,结合中间轴总长取结合联轴器为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,故取至此,中间轴上各轴段长度已确定。轴上零件的周向定位联轴器与轴的周向定位采用平键连接。按、,查得联轴器与轴联接的平键截面;确定轴上的圆角和倒角尺寸取轴端倒角为C2,各轴肩处的圆角半径为R1。4.3低速轴的设计以及轴承的选择1.求低速轴上大齿轮的功率P,转速n和转矩T。2.初步确定轴的最小直径先按式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢,调质处理。根据表15-3,取,于是得3.轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案:见图(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度由图知,该轴的最小直径显然是安装轴承处轴的直径,为了使所选的轴的直径与联轴器相适应,故需同时选取联轴器型号。联轴器计算转矩考虑转矩变化很小,故取。则按照计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件,查手册,选用HL3型弹性柱销联轴器,其公称转矩为630000。半联轴器的孔径,故取,半联轴器的长度为,半联轴器与轴配合的毂孔的长度为。为了满足半联轴器的轴向定位要求,7轴段右端需制出一轴肩,故取6段直径为;为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,故7段的长度应比略短一些,现取。初步选择滚动轴承。由于此处轴承既受轴向力又受径向力,结合因此选用7209C的角接触球轴承其尺寸为,故。轴段2处安装有齿轮,齿轮右端为一非定位轴肩,因此取安装齿轮处的轴段,齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为48mm,为了使套筒端面可靠的压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂的宽度,故取。齿轮右侧用轴肩定位,h=2mm。因此,结合轴2,为了使两轴上的齿轮能够相互啮合,并使轴的布置位置不超过箱体,因此取至此,已初步确定了轴的各段直径和长度。(3)轴上零件的周向定位。联轴器、齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。按、,查得联轴器与轴联接的平键截面;齿轮与轴联接的平键截面。同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证,此处选轴的直径尺寸公差为m6。(4)确定轴上圆角和倒角尺寸。取轴端倒角为C2,各轴肩处的圆角半径为R1。5键的选择及强度校核5.1高速轴键的强度校核由轴直径d=16mm,,选择A型键55,L=20mm,材料为45钢。校核:MPa而合格。5.2中间轴键的强度校核由轴直径d=28mm,,选择A型键87,L=20mm,材料为45钢。校核如下:故合格。5.3低速轴键的校核齿轮-轴键的校核,由轴直径d=50mm,,选择A型键14x9,L=36mm,材料为45钢。校核如下:而故合格。联轴器-轴键的校核,由轴直径d=38mm,,选择A型键10x8,L=70mm,材料为45钢。校核如下:而故合格。6箱体结构设计减速器的箱体采用铸造(HT200)制成,采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量,大端盖分机体采用配合。1、箱体有足够的刚度箱体外轮廓为长方形,为了增强了轴承座刚度,在机体为加铸肋板。2、考虑到机体内零件的润滑,密封及散热。因其传动件速度小于12m/s,故采用侵油润油,同时为了避免油搅得沉渣溅起,齿顶到油池底面的距离H为70mm。为保证机盖与机座连接处密封,联接凸缘应有足够的宽度,联接表面应精加工。3、机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为8mm,机体外型简单,拔模方便。减速器箱体结构尺寸:名称符号计算公式结果箱座壁厚8箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度14箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径16地脚螺钉数目查手册4轴承旁联接螺栓直径12机盖与机座联接螺栓直径=(0.5~0.6)8轴承端盖螺钉直径=(0.4~0.5)6视孔盖螺钉直径=(0.3~0.4)6定位销直径=(0.7~0.8)6,,至外机壁距离查机械课程设计指导书表4221813,至凸缘边缘距离查机械课程设计指导书表42011外箱壁至轴承座端面距离=++(5~8)40大齿轮顶圆与内机壁距离>1.210齿轮端面与内机壁距离>9机盖,机座肋厚77轴承端盖外径+(5~5.5)80轴承端盖凸缘厚度t(1~1.2)6轴承旁联结螺栓距离807润滑和密封设计7、1.齿轮的润滑由于所设计的减速器的圆柱齿轮减速器,两个大齿轮的转速均不高,均小于12m/s,减速器的齿轮采用浸油润滑,由于高、低速级的大齿轮的尺寸不同,因而浸油深度就不一样。为了使两齿轮均润滑良好,推荐对大圆柱齿轮通至少一个齿高,即10mm,。而锥齿轮应浸入0.5到1个齿宽,可是不小于10mm,总体上油深不能超过大直齿圆柱齿轮分度圆直径的三分之一,因此确定油深度为60mm,最高深度为70mm,为保证润滑及散热的需要,减速器内应有足够的油量。根据运动粘度选择L-AN32型号的润滑油,其凝点为-5摄氏度,闪点为150摄氏度。7、2.轴承的润滑对于角接触球轴承,dn<10mm·r/min,采用脂润滑,选择ZL-3润滑脂。7、3.轴上的密封由于轴I的速度,选择毡圈式密封,利用矩形截面的毛毡圈嵌入梯形槽中所产生的对轴的压紧作用,获得防止润滑油漏出和外界杂质、灰尘等侵入轴承室的密封效果。高速轴密封选择适合轴的d＝16mm的毡圈,输出轴采用适合轴的d＝38mm的相应尺寸的毡圈。7、4.箱盖和箱座接合面的密封在箱盖和箱座结合面上涂密封胶密封。7、5其它密封检查孔盖板、排油螺塞与箱体的结合面间均采用石棉橡胶纸密封。8附件设计1.杆式游标油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处,油尺安置的部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出,又要便于杆式油标的插取及座孔的加工。选择杆式油标,油标上有按最高和最低油面确定的刻度线,观察时拔出杆式油标,由油面上面的油痕判断油面高度是否适当。选用M12规格,L=80mm。2.排油孔螺塞放油孔位于油池最底处,并安排在减速器不与其它部件靠近的一侧,以便放油,放油孔用螺塞堵住,因此油孔处的机体外壁应凸起一块,由机械加工成螺塞头部的支承面,并加封油圈加以密封。选用,其高度需低于箱底2mm,保证润滑油能够完全流出箱体。3.窥视孔盖在机盖顶部开有窥视孔,能看到传动零件啮合区的位置,并有足够的空间,以便于能伸入手进行操作,窥视孔有盖板,机体上开窥视孔与凸缘一块,有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封,盖板用铸铁制成。选用,共有6个连接螺钉。4.通气器选用钢制通气器,焊接在窥视孔盖上,结构简单。5.起吊装置在机盖上直接铸出吊钩和吊耳,用以起吊或