二級同軸式圓柱齒輪減速器課程設(shè)計說明書

1、課程設(shè)計說明書目錄一.課程設(shè)計任務(wù)書3二.電動機選擇 4三.傳動裝置的總傳動比及其分配 5四.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 5五.齒輪設(shè)計6六.軸及其軸承裝置、鍵的設(shè)計 126.1輸入軸及其軸承裝置、鍵的設(shè)計 126.2中間軸及其軸承裝置、鍵的設(shè)計 186.3輸出軸及其軸承裝置、鍵的設(shè)計 25七.箱體結(jié)構(gòu)及減速器附件設(shè)計30八.潤滑與密封34九.設(shè)計總結(jié)35十.參考文獻36一.課程設(shè)計任務(wù)書課程設(shè)計題目：帶式輸送機傳動裝置的設(shè)計學(xué)生姓名：指導(dǎo)教師：原始數(shù)據(jù)：數(shù)據(jù)編號 A6 ；傳動方案編號： 方案3運輸帶工作拉力F(kN)2800運輸帶工作速度v(m/s)1.4卷筒直徑D(mm)350參數(shù)表工作

2、條件：一班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)。載荷平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵（運輸帶與卷筒及支承間、包括卷筒軸承的摩擦阻力影響已在F中考慮）。使用年限：十年，大修期三年。生產(chǎn)批量：10臺生產(chǎn)條件：中等規(guī)模機械廠，可加工7-8級精度齒輪及渦輪動力來源：電力，三相交流（220/380V）。運輸帶速度運行誤差：±5%。設(shè)計工作量：（1）減速器裝配圖1張（A0或A1）（2）減速器零件圖13張（3）設(shè)計說明書份二.電動機選擇1、電動機類型選擇：根據(jù)一般帶式輸送機以及該減速箱的運作環(huán)境選用Y（IP44）系列封閉式三相異步電動機2、電動機容量選擇：（1）、工作機的輸出功率查機械基礎(chǔ)附錄3得：聯(lián)軸器的動效率：1=0.99

3、，每對軸承的傳動效率：2，=0.983齒輪傳動的傳動效率：3=0.984輸送機滾筒效率：4=0.96所以電動機輸出地有效功率查機械設(shè)計手冊選取電動機的額定功率為=5.5KW。（2）、確定電動機的轉(zhuǎn)速卷筒的轉(zhuǎn)速由設(shè)計手冊查得二級圓柱齒輪減速器傳動比i=860，所以電動機轉(zhuǎn)速范圍為611.44-4585.8 r/min。符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速為750r/min，1000r/min,1500r/min，3000r/min四種。根據(jù)電動機的功率以及轉(zhuǎn)速，查機械設(shè)計手冊表32.1-9可得出只有Y132S1-2、Y132S1-4、Y132M2-6、Y160M2-8這四種電機合適。綜合考慮電動機的重量、價格

4、等因素，最終選用Y132M2-6型電動機。根據(jù)表32.1-9可得Y132M2-6型電動機的主要參數(shù)如下：電動機型號額定功率/KW滿載轉(zhuǎn)速r/min啟動轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩Y132M2-65.59602.02.2三.傳動裝置的總傳動比及其分配1 計算總傳動比i由電動機的滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速nw可確定傳動裝置應(yīng)有的總傳動比為：inm/nw=960/76.43=12.562 分配傳動比由于減速箱是同軸式布置，所以i1i2。因為i12.56，取速度偏差為0.5%<5%，所以可行。四.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速軸 =nm=1440 r/min 軸14

5、40/4.34331.80 r/min 軸 / 331.80/4.34=76.45 r/min=76.45 r/min（2）各軸輸入功率×5.5×0.995.445kW ×2×5.445×0.98×0.985.229kW ×2×5.229×0.98×0.985.022kW×2×4=5.022×0.98×0.964.725kW（3） 各軸輸入轉(zhuǎn)矩電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩=9550=9550×5.5/960

6、=45.6 N·m所以: ×=45.6×0.99=45.3N·m××2×=45.3×3.6×0.98×0.98=156.56N·m×××=156.56×3.6×0.98×0.98=541.07N·mT卷=×1×2=541.07×0.99×0.98=510.77N·m項目電動機軸高速軸I中間軸II低速軸III卷同軸轉(zhuǎn)速（r/min）960960266.6774.0874

7、.08功率（kW）5.55.4455.2295.0224.725轉(zhuǎn)矩（N·m）45.645.3156.56541.07510.77傳動比113.63.61效率10.990.950.950.97五.齒輪設(shè)計1. 齒輪選材（1）按低速級齒輪設(shè)計（2）選用級精度（3）材料選擇。小齒輪材料為40（調(diào)質(zhì)），硬度為280，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。（4）選小齒輪齒數(shù)124，大齒輪齒數(shù)21·13.6×24=86.4,取Z2=86。選取螺旋角。初選螺旋角2.接觸強度計算因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進行計算

8、，6即dt）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（1）試選（2）由圖10-30，選取區(qū)域系數(shù)（3）由圖10-26查得（4）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩（5）由表10-7選取齒寬系數(shù)（6）由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)（7）由圖10-21按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限（8）由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)（9）由圖10-19查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)（10）計算接觸疲勞強度許用應(yīng)力取失效概率為，安全系數(shù)為S=1，由式得3.計算（1）試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得（2）計算圓周速度（3）計算齒寬及模數(shù)（4）計算縱向重合度（5）計算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)根據(jù)，級精度，由圖查得動載荷系

9、數(shù)由表查得由圖查得假定，由表查得故載荷系數(shù)（6）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式得（7）計算模數(shù)由式10-171）確定計算參數(shù)（1）計算載荷系數(shù)（2）根據(jù)縱向重合度，從圖查得螺旋角影響系數(shù)（3）計算當(dāng)量齒數(shù)（4）查取齒形系數(shù)由表10-5查得（5）查取應(yīng)力校正系數(shù)由表10-5查得（6）由圖10-20查得，小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強度極限（7）由圖10-18查得彎曲疲勞強度壽命系數(shù)（8）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S1.4，由式10-12得（9）計算大小齒輪的大齒輪的數(shù)據(jù)大2）、設(shè)計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的

10、法面模數(shù)，取2.5mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由取，則4.計算幾何尺寸（1）計算中心距將中心距圓整為109mm（2）按圓整后的中心距修正螺旋角圓整后取；（3）計算齒輪的分度圓直徑（4）計算、齒輪的齒根圓直徑（5）計算齒輪寬度所以?。?.驗算所以此齒輪設(shè)計符合要求。由于是同軸式二級齒輪減速器，因此兩對齒輪取成完全一樣，這樣保證了中心距完全相等的要求，且根據(jù)低速級傳動計算得出的齒輪接觸疲勞強度以及彎曲疲勞強度一定滿足高速級齒輪傳動的要求。所以齒輪的各參數(shù)如下表： 齒輪參數(shù)高速級齒輪1中間軸齒輪2中間軸齒輪3低速級齒輪4材

11、料45Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS45鋼（調(diào)質(zhì)） 硬度為240HBS45Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS齒數(shù)23832383螺旋角模數(shù)2.52.5齒寬/mm65606560中心距/mm1096.齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計根據(jù)后面的軸設(shè)計計算，大齒輪做出下圖的a圖形式，而小齒輪由于直徑與軸的直徑相差不遠(yuǎn)，所以設(shè)計成齒輪軸的形式。六.軸設(shè)計6.1輸入軸的設(shè)計1.輸入軸上的功率2.求作用在齒輪上的力3初定軸的最小直徑選軸的材料為鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表，取于是由式初步估算軸的最小直徑這是安裝聯(lián)軸器處軸的最小直徑，由于此處開鍵槽，校正值，聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 查表14-1取，則查機械設(shè)計

12、手冊（軟件版），選用GB5014-2003中的LX1型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為250 000N·。半聯(lián)軸器的孔徑，軸孔長度L38,J型軸孔,相應(yīng)地,軸段1的直徑,軸段1的長度應(yīng)比聯(lián)軸器主動端軸孔長度略短,故取4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）擬定軸上零件的裝配方案（見前圖）2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（1）為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸段右端需制出一軸肩，軸肩高度,故取段的直徑（2）初選型號6的深溝球軸承參數(shù)如下基本額定動載荷基本額定靜載荷故 軸段7的長度與軸承寬度相同,故?。?）軸段4上安裝齒輪,為便于齒輪的安裝,應(yīng)略大與,可取.齒輪左端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪左端面

13、上,即靠緊,軸段4的長度應(yīng)比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬,故?。?）齒輪右端用肩固定,由此可確定軸段5的直徑, 軸肩高度,取,故取 為減小應(yīng)力集中,并考慮右軸承的拆卸,軸段6的直徑應(yīng)根據(jù)6006深溝球軸承的定位軸肩直徑確定,即（5）取齒輪端面與機體內(nèi)壁間留有足夠間距H,取 ,取軸承上靠近機體內(nèi)壁的端面與機體內(nèi)壁間的距離S=8mm,取軸承寬度C=50mm.由機械設(shè)計手冊可查得軸承蓋凸緣厚度e=10mm,取聯(lián)軸器輪轂端離K=20mm.故取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得,（6）鍵連接. 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。由表6-1查得 平鍵截面b×h=10mm

14、5;8mm, 鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為45mm, 同 時為保證齒輪和軸的配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合 為H7/n6; 同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為8mm×7mm×28mm, 半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6.5.軸的受力分析 1)畫軸的受力簡圖2)計算支承反力 在水平面上 在垂直面上 故 總支承反力3)畫彎矩圖4)畫扭矩圖(見前圖)6.校核軸的強度C剖面左側(cè)，因彎矩大，有轉(zhuǎn)矩，還有鍵槽引起的應(yīng)力集中，故C剖面左側(cè)為危險剖面 軸的材料為45剛 , 調(diào)質(zhì)處理. 由 表 15-1 查得 ,. 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按附表3-2查取.因 ,

15、,經(jīng)插值后可查得 又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為故有應(yīng)力集中系數(shù)按式(附3-4)為由附圖3-2得尺寸系數(shù)由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)由附圖3-4得 軸未經(jīng)表面強化處理,即,則按式3-12及3-12a得綜合系數(shù)值為由3-1及3-2得碳鋼的特性系數(shù), 取, 取于是,計算安全系數(shù)值,按式(15-6)(15-8)則得 故安全7. 按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強度對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸,通常轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理,故取折合系數(shù),則查表15-1得=60mpa,因此,故安全.8. 校核鍵連接強度聯(lián)軸器: 查表得.故強度足夠.齒輪: 查表得.故強度足夠.9. 校核軸承壽命軸承載荷 軸承1 徑向: 軸向: 軸承2 徑向

16、: 軸向:因此,軸承1為受載較大的軸承,按軸承1計算按表13-6,取按表13-5，X=1，Y=0故 查表13-3得預(yù)期計算壽命6.2中間軸設(shè)計1.中間軸上的功率；轉(zhuǎn)矩2.求作用在齒輪上的力高速大齒輪:低速小齒輪: 3.初定軸的最小直徑選軸的材料為鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表，取于是由式初步估算軸的最小直徑這是安裝聯(lián)軸器處軸的最小直徑,取軸段1的直徑4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）擬定軸上零件的裝配方案（見前圖）2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（1）初選型號6307的深溝球軸承參數(shù)如下基本額定動載荷基本額定靜載荷， (2)軸段2上安裝大齒輪,取，齒輪左端與左端軸承采用套筒定位,為使大齒輪軸向定位，取mm

17、,又由于考慮到與高、低速軸的配合，取; 軸段4上安裝小齒輪，取，3)鍵連接 大小齒輪與軸的周向定位都選用平鍵 12mm×8mm×50mm,為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6； 滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑公差為m65.求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖，軸的支撐跨距為 ， ， 根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖，從軸的結(jié)構(gòu)圖以及扭矩和彎矩圖可以看出截面C是軸的危險截面。1) 畫軸的受力簡圖2）計算支承反力在水平面上 在垂直面上 故3)總支承反力4)畫彎矩圖5)畫扭矩圖（如前圖）6.校核軸的強度

18、低速小齒輪剖面，因彎矩大，有轉(zhuǎn)矩，還有鍵槽引起的應(yīng)力集中，故低速小齒輪剖面為危險剖面 軸的材料為45剛 , 調(diào)質(zhì)處理. 由 表 15-1 查得,. 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按附表3-2查取.因 , ,經(jīng)插值后可查得 又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為故有應(yīng)力集中系數(shù)按式(附3-4)為由附圖3-2得尺寸系數(shù)由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)由附圖3-4得 軸未經(jīng)表面強化處理,即,則按式3-12及3-12a得綜合系數(shù)值為由3-1及3-2得碳鋼的特性系數(shù), 取, 取 于是,計算安全系數(shù)值,按式(15-6)(15-8)則得 故安全7.按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強度對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸,通常轉(zhuǎn)矩按

19、脈動循環(huán)處理,故取折合系數(shù),則查表15-1得=60mpa,因此,故安全.8.校核鍵連接強度高速齒輪: 查表得.故強度足夠.低速齒輪: 查表得.故強度足夠.9. 校核軸承壽命軸承載荷 軸承1 徑向: 軸向: 軸承2 徑向: 軸向:因此,軸承1為受載較大的軸承,按軸承1計算,查表13-5得X=1,Y=0,按表13-6,取,故,查表13-3得預(yù)期計算壽命6.3.輸出軸設(shè)計1輸出軸上的功率轉(zhuǎn)矩2求作用在車輪上的力3初定軸的最小直徑選軸的材料為鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表，取于是由式初步估算軸的最小直徑這是安裝聯(lián)軸器處軸的最小直徑，由于此處開鍵槽，取，聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 查表14-1取，則查機械設(shè)計手冊，選用GB

20、5014-2003中的LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1250N·。半聯(lián)軸器的孔徑，軸孔長度L60,J型軸孔,相應(yīng)地,軸段1的直徑,軸段1的長度應(yīng)比聯(lián)軸器主動端軸孔長度略短,故取4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）擬定軸上零件的裝配方案（見前圖）2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（1）為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸段右端需制處一軸肩，軸肩高度,故取段的直徑（2）初選型號6308的深溝球軸承參數(shù)如下故 軸段7的長度與軸承寬度相同,故取 (3)軸段4上安裝齒輪,為便于齒輪的安裝,應(yīng)略大與,可取.齒輪左端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪左端面上,即靠緊,軸段4的長度應(yīng)比齒輪轂長略短,若轂長與

21、齒寬相同,已知齒寬,故取 (4)齒輪右端用肩固定,由此可確定軸段5的直徑, 軸肩高度,取,故取 為減小應(yīng)力集中,并考慮右軸承的拆卸,軸段6的直徑應(yīng)根據(jù)6308深溝球軸承的定位軸肩直徑確定,即 (5)取齒輪端面與機體內(nèi)壁間留有足夠間距H,取 ,取軸承上靠近機體內(nèi)壁的端面與機體內(nèi)壁見的距離S=8mm,取軸承寬度C=50mm.由機械設(shè)計手冊可查得軸承蓋凸緣厚度e=10mm,取聯(lián)軸器輪轂端面與軸承蓋間的距離K=20mm.故取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得,5.軸的受力分析1 )畫軸的受力簡圖2）計算支承反力在水平面上 在垂直面上故總支承反力3 )畫彎矩圖 故4）畫轉(zhuǎn)矩圖(見前圖)6.校核軸的強度 C剖

22、面左側(cè)，因彎矩大，有轉(zhuǎn)矩，還有鍵槽引起的應(yīng)力集中，故C剖面左側(cè)為危險剖面軸的材料為45剛 , 調(diào)質(zhì)處理. 由 表 15-1 查得 ,.截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按附表3-2查取.因 , ,經(jīng)插值后可查得,又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為,故有應(yīng)力集中系數(shù)按式(附3-4)為由附圖3-2得尺寸系數(shù)由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)由附圖3-4得 軸未經(jīng)表面強化處理,即,則按式3-12及3-12a得綜合系數(shù)值為由3-1及3-2得碳鋼的特性系數(shù), 取, 取于是,計算安全系數(shù)值,按式(15-6)(15-8)則得故安全。7.按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強度對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸,通常轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理,

23、故取折合系數(shù),則查表15-1得=60mpa,因此,故安全.8.校核鍵連接強度聯(lián)軸器: 查表得.故強度足夠.齒輪: 查表得.故強度足夠.9.校核軸承壽命 軸承載荷 軸承1 徑向 軸向 軸承2 徑向 軸向 因此,軸承1為受載較大的軸承,按軸承1計算 按表13-5取X=1，Y=0，按表13-6，取，故 查表13-3得預(yù)期計算壽命。7.箱體結(jié)構(gòu)及減速器附件設(shè)計7.1、箱體架構(gòu)1）、箱體材料選擇。減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)。為了保證齒輪配合質(zhì)量，大端蓋分機體采用配合。2）、箱體的性能(1) 機體有足夠的剛度在機體外加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度。(2) 考慮到機體內(nèi)零

24、件的潤滑，密封散熱因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH為40mm。為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗糙度為。(3) 機體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性.鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=3。機體外型簡單，拔模方便。3）、箱體的尺寸如下：目的分析過程結(jié)論機座壁厚=0.025a+58mm機蓋壁厚11=0.025a+58mm機座凸緣壁厚b=1.512mm機蓋凸緣壁厚b1=1.5112mm機座底凸緣壁厚b2=2.520mm地腳螺釘直徑df =0.036a+1216.3mm地腳螺釘數(shù)目a<250,n=66軸承旁聯(lián)

25、接螺栓直徑d1=0.75 df12.2mm機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑d2d2=(0.50.6) df10mm聯(lián)接螺栓d2間距L=150200160mm軸承蓋螺釘直徑d3=(0.40.5) df7mm窺視孔螺釘直徑d4=(0.30.4) df6mm定位銷直徑d=(0.70.8) d27mm軸承旁凸臺半徑R10 mm軸承蓋螺釘分布圓直徑D1= D+2.5d3(D為軸承孔直徑)D11=42.5mmD12=42.5mmD13=57.5mm軸承座凸起部分端面直徑D2= D1+2.5d3D21=59.5mmD22=59.5mmD23=74.5mm大齒頂圓與箱體內(nèi)壁距離11>1.212mm齒輪端面與箱體內(nèi)

26、壁距離22>10 mm兩齒輪端面距離4=2020 mmdf,d1,d2至外機壁距離C1=1.2d+(58)C1f=28mmC11=23mmC12=21mmdf,d1,d2至凸臺邊緣距離C2C2f=24mmC21=19mmC22=15mm機殼上部（下部）凸緣寬度K= C1+ C2Kf=48mmK1=38mmK2=33mm軸承孔邊緣到螺釘d1中心線距離e=(11.2)d113mm軸承座凸起部分寬度L1C1f+ C2f+(35)52 mm吊環(huán)螺釘直徑dq=0.8df13mm4）.箱體的結(jié)構(gòu)7.2附件設(shè)計（1）視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于

27、能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6緊固。（2）油螺塞放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應(yīng)凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。（3）油標(biāo)油標(biāo)位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出。（4）通氣孔由于減速器運轉(zhuǎn)時，機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內(nèi)為壓力平衡。（5）蓋螺釘啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結(jié)凸緣的厚度。釘桿端部