帶式傳輸機的傳動裝置設計 減速器課程設計

1、課程設計（論文）任務書年級專業(yè)學生姓名學 號題目名稱帶式傳輸機的傳動裝置設計設計時間第16周18周課程名稱機械設計課程設計課程編號設計地點教學樓的八樓一、 課程設計（論文）目的1.1 綜合運用所學知識，進行設計實踐®鞏固、加深和擴展。1.2 培養(yǎng)分析和解決設計簡單機械的能力®為以后的學習打基礎。1.3 進行工程師的基本技能訓練®計算、繪圖、運用資料。二、 已知技術參數(shù)和條件2.1 技術參數(shù)：輸送帶的牽引力：5.5KN輸送帶速度：0.9m/s卷筒直徑：400mm工作年限：10年2.2 工作條件：每日兩班制工作，傳動不逆轉(zhuǎn)，有輕微沖擊，輸送帶速度允許誤差為±

2、5%。三、 任務和要求3.1 繪制二級直齒圓柱齒輪減速器裝配圖1張；標題欄符合機械制圖國家標準；3.2 繪制零件工作圖2張（齒輪和軸）；3.3 編寫設計計算說明書1份，計算數(shù)據(jù)應正確且與圖紙統(tǒng)一。說明書應符合邵陽學院規(guī)范格式且用A4紙打??；3.4 圖紙裝訂、說明書裝訂并裝袋；四、參考資料和現(xiàn)有基礎條件（包括實驗室、主要儀器設備等）4.1 機械設計教材 4.2 機械設計課程設計指導書4.3 減速器圖冊4.4 減速器實物；4.5 機械設計手冊 4.6 其他相關書籍五、進度安排序號設計內(nèi)容天數(shù)1設計準備（閱讀和研究任務書，閱讀、瀏覽指導書）12傳動裝置的總體設計33各級傳動的主體設計計算54減速器裝

3、配圖的設計和繪制55零件工作圖的繪制36編寫設計說明書47總計21六、教研室審批意見教研室主任（簽字）： 年 月 日七|、主管教學主任意見 主管主任（簽字）： 年 月 日八、備注指導教師（簽字）： 學生（簽字）：注：1此表由指導教師填寫，經(jīng)系、教研室審批，指導教師、學生簽字后生效；2此表1式3份，學生、指導教師、教研室各1份。 目 錄課程設計（論文）評閱表課程設計（論文）任務書1、 系統(tǒng)總體方案設計11.1、 電動機選擇11.2、 傳動裝置運動及動力參數(shù)計算12、 V帶傳動的設計與計算 33、 傳動零件的設計計算43.1、 高速級齒輪的設計43.2、 低速級齒輪的設計84、 軸的設計124.1

4、、 高速軸的設計124.2、 中間軸的設計144.3、 低速軸的設計175、 鍵的設計與校核20 6、 滾動軸承的選擇與校核227、 箱體及各部位附屬零件的設計24 設計總結與參考文獻27計算與說明主要結果1 、系統(tǒng)總體方案設計1.1 電動機選擇（1） 選擇電動機的類型和結構因為裝置的載荷平穩(wěn)，且在有粉塵的室內(nèi)環(huán)境下工作，溫度不超過35，因此可選用Y系列三相異步電動機，它具有國際互換性，有防止粉塵、鐵屑或其他雜物侵入電動機內(nèi)部的特點，B級絕緣，工作環(huán)境也能滿足要求。而且結構簡單、價格低廉。（2）確定電動機功率和型號運輸帶機構輸出的功率： Pw = FV/(1000x0.96) = 5500&#

5、215;0.9/(1000x0.96) (kw)=5.16 kw傳動系得總的效率：= × 4× 2××=0.85電機所電動機所需的功率為： 由題意知，選擇Y160M-6比較合理，額定功率=7.5kw,滿載轉(zhuǎn)速970r/min.。1.2 傳動裝置運動及動力參數(shù)計算（1）各傳動比的計算卷筒的轉(zhuǎn)速總傳動比: 取V帶的傳動比為: 則減速器的傳動比為：高速級齒輪傳動比：；低速級圓柱齒輪傳動比:9.024÷3.425=2.63 Pw=5.16kw （2）各軸的轉(zhuǎn)速可根據(jù)電動機的滿載轉(zhuǎn)速和各相鄰軸間的傳動比進行計算，轉(zhuǎn)速（r/min）。高速軸 中間軸 低速軸

6、 滾動軸 （3）各軸的輸入功率（kw） 高速軸 中間軸 低速軸 滾動軸 P=6.99×0.99×0.99=6.85（4）各軸輸入扭矩的計算（） T=9550×6.85/107.5=608.5將以上算得的運動和動力參數(shù)列表如下：項 目電動機軸高速軸I中間軸II低速軸III滾筒軸轉(zhuǎn)速（r/min）970970283.2107.5107.5功率（kW）7.57.4257.26.996.85轉(zhuǎn)矩（N·m）2000 73.1242.8631.0608.5傳動比1 ： 3.425 ： 2.63 ： 1效率0.99 0.97 0.97 0.982、V帶傳動的設計與計算

7、（1） 確定計算功率Pca由表8-7查得工作情況系數(shù)KA=1.1,故 Pca=KAP=1.1×7.5kw=8.25kw（2）選擇V帶的型號 根據(jù)Pca、由圖8-10選用B型。（3）確定帶輪的基準直徑d1和d2 并驗算帶速 初選小帶輪的基準直徑d1。由表8-6和表8-8，取小帶輪的基準直徑d1=132mm驗算帶速v。根據(jù)式（8-13），驗算帶的速度 V=3.14 d1/60×1000=3.14×132×970/60×1000=6.7m/s 因為5m/sV25m/s，故帶速合適。 計算大帶輪的基準直徑。根據(jù)式（8-15a），計算大帶輪的基準直徑d2

8、 d2=id1=2.5×132=330(mm)（4） 確定V帶的中心距a和基準長度L00.7（d1+d2）a2（d1+d2）得 323.4a924根據(jù)式（8-20），初定中心距a0=600（mm）。由式（8-22）計算帶所需的基準長度L0=2a+3.14（d1+d2）/2+(d2-d1)2/4a =2×600+3.14×（132+330）+（330-132）2/(4×600)=1941.675（mm）由表8-2選帶的基準長度L=2000（mm）得實際中心距:a= a0+（L- L0）/2=600+（2000-1941.675）/2=629.2（mm）（5

9、）驗算小帶輪上的包角=1800 -（d2-d1）57.30 /a =1800 -（330-132）×57.30/629.2=162.01200 合適。（6）確定帶的根數(shù)Z= Pca/（P0+P）×Ka ×KL ;查得 P0=1.70（kw）P=0.3（kw）Ka=0.95,KL=0.98Z=8.25/(1.70+0.3)×0.95×0.98=4.43 取Z=5根（7）確定初拉力和計算軸上的壓力查得B型帶的單位長度質(zhì)量q=0.18 (kg/m) 初拉力F0=500 Pca（2.5/ Ka -1）/ Ka zv+qv2=500（2.5-0.95）&

10、#215;8.25/0.95×5×6.7+0.18×6.72=208.98(N)（8）計算壓軸力=2Z F0Sin(/2)=2×5×208.98×Sin（162.00/2）=1663(N)3、傳動零件的設計計算因減速器中的齒輪傳動均為閉式傳動，且所受的負載且小，其失效形式主要是點蝕，故先按齒面接觸疲勞強度的要求設計。對于兩級傳動的齒輪可設計為：運輸機要求的速度為1.1m/s，速度不高，故選用7級精度的直齒輪。材料的選擇：由1表10-1選擇兩個小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，兩個大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240

11、HBS，二者材料硬度差為40HBS。3.1 高速級齒輪的設計3.1.1試選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)為，取。精度選為7級。 KA=1.1d1=132mmV=6.7m/sd2=330mmL0=1941.675mma=629.2mm=162Z=53.1.2按齒面接觸強度設計按式（1021）試算，即 2.32（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選Kt1.3計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。 由表107選取尺寬系數(shù)d1由表106查得材料的彈性影響系數(shù)ZE189.8Mpa由圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限MPa； 由式1013計算應力循環(huán)次數(shù)60n1jLh609701（283

12、6510）3.4由圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)由1圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù):0.92；1.0計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1，安全系數(shù)S1，由式（1012）得 0.92×600MPa552MPa 1.0×550MPa550MPa（2）計算試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入中較小的值。=56.72計算圓周速度v=2.88m/s計算齒寬bb=d=1×56.72mm=56.72 mm計算齒寬與齒高之比模數(shù) m=2.836mm齒高 h=2.25m=2.25×2.836mm=6.38mmb/h=56.72/6.38=8.89計算載荷系數(shù)。根據(jù)v=2.88m

13、/s,7級精度，由圖108查得動載系數(shù)=1.06；直齒輪=1由表10-2查得使用系數(shù)KA=1.25由表104查得7級精度小齒輪相對支撐非對稱布置時 =1.421由b/h=8.89，=1.421查表1013查得 =1.34故載荷系數(shù) K=KAKVKHKH=1.25×1.06×1×1.421=1.883按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（1010a）得 =mm=64.176mm計算模數(shù)m m=mm=3.21mm3.1.3按齒根彎曲強度設計由式(105) m（1）確定公式內(nèi)的計算數(shù)值由圖10-20c查得小齒輪得彎曲疲勞強度極限=500Mpa；大齒輪得彎曲疲勞極限

14、強度=380MPa由10-18查得彎曲壽命系數(shù)=0.86 =0.89計算彎曲疲勞許用應力取安全系數(shù)S=1.4 見表10-12得=（）/S=307.14Mpa= （）/S=241.57Mpa計算載荷系數(shù)K=KAKVKFKF=1.25×1.06×1×1.34=1.776查取應力校正系數(shù)由表105查得 =1.55；=1.748查取齒形系數(shù) 由表105查得 =2.236計算大、小齒輪的并加以比較=0.01413=0.01618 大齒輪的數(shù)值大。(2)設計計算m=2.19對結果進行處理取m=2.5=/m=64.176/2.526 大齒輪齒數(shù)， = =3.42526=89.0

15、5 取=903.1.4幾何尺寸計算(1)計算中心距a=(+)/2=(65+225)/2=145mm，(2)計算大、小齒輪的分度圓直徑=m=262.5=65mm =m=902.5 =225mm(3)計算齒輪寬度 b=d=65=70mm，=65mm 備注齒寬一般是小齒輪得比大齒輪得多5-10mm3.1.5小結實際傳動比為：誤差為： 由此設計有模數(shù)分度圓直徑齒寬齒數(shù)小齒輪2.5657026大齒輪2.522565903.1.6結構設計以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關尺寸參看大齒輪零件圖。3.2 低速級齒輪的設計3.2.1試選小齒輪齒數(shù)，大齒

16、輪齒數(shù)為，取64。3.2.2按齒面接觸強度設計按式（1021）試算，即 2.32（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選Kt1.3計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。 由表107選取齒寬系數(shù)d1由表106查得材料的彈性影響系數(shù)ZE189.8Mpa由圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限MPa；由式1013計算應力循環(huán)次數(shù)60jLh60283.21（2836510）9.92 由圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)由1圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù):0.999；1.05計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1，安全系數(shù)S1，由式（1012）得 0.999×600MPa599.4

17、MPa 1.05×550MPa577.5MPa（2）計算試算小齒輪分度圓直徑d1t=83.78mm 計算圓周速度v=1.24m/s 計算齒寬bb=d=1×83.78mm=83.78mm計算齒高與齒高之比m=3.49h=2.25m=2.25×3.49mm=7.8525mmb/h=83.78/7.8525=10.67計算載荷系數(shù)。 已知載荷平穩(wěn)，所以取=1.25根據(jù)v=1.1382m/s,7級精度，由圖108查得動載系數(shù)=1.025；由表104查得7級精度小齒輪相對支撐非對稱布置時的計算公式和直齒輪的相同. =1.12+0.18(1+0.6×d)d+0.23

18、×10b =1.424由b/h=11.56，=1.429查表1013查得 =1.38由表103查得=1。故載荷系數(shù) K=KAKVKHKH=1.25×1.025×1×1.429=1.83 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（1010a）得 =mm=93.90mm計算模數(shù)m m=mm=3.91mm3.2.3按齒根彎曲強度設計由式(105) m（1）確定計算參數(shù)由圖10-20c查得小齒輪得彎曲疲勞強度極限=500Mpa；大齒輪得彎曲疲勞極限強度=380MPa由10-18查得彎曲壽命系數(shù)=0.885 =0.895計算彎曲疲勞許用應力取安全系數(shù)S=1.4

19、見表10-12得=（）/S=316.07Mpa= （）/S=242.93Mpa計算載荷系數(shù)K=KAKV=1.25×1.025×1×1.38=1.768查取應力校正系數(shù)由表105查得 =1.58；=1.738 查取齒形系數(shù) 由表105查得 計算大、小齒輪的并加以比較=0.013247=0.016140 大齒輪的數(shù)值大。（2）設計計算m=2.89對結果進行處理取m=3=/m=93.90/331 大齒輪齒數(shù)， = =2.6331=81.53 =82 3.2.4幾何尺寸計算（1）計算大、小齒輪的分度圓直徑=m=313=93mm =m=823 =246mm（2）計算中心距a

20、=(+)/2=(93+246)/2=169.5mm （3）計算齒輪寬度 b=d=93mm=98mm，=93mm 備注齒寬一般是小齒輪得比大齒輪得多5-10mm3.2.5小結實際傳動比為：誤差為： 0.57%由此設計有模數(shù)分度圓直徑齒寬齒數(shù)小齒輪3939831大齒輪324693824、軸的設計4.1高速軸設計：（1）材料：選用45號鋼調(diào)質(zhì)處理，查表15-3取=35Mpa，A=120（2）各軸段直徑的確定由，P=7.425kw,則初選軸承6008，其內(nèi)徑為40mm，所以??；右起第二段裝齒輪，為了便于安裝，取 ，左端用軸端擋圈定位；右端軸肩高（0.070.1），去4mm，則；第四段裝軸承，所以；初取

21、，；端蓋的總寬為20，根據(jù)軸承端蓋的拆卸及便于對軸進行潤滑，取齒輪距箱體內(nèi)壁16mm，6008抽承厚15mm，齒輪寬70mm，所以初取， 綜上所述：該軸的長度L=344mm（3）校核該軸=61.5mm，=171.5mm， 作用在齒輪上的圓周力為：Nm圓周力：徑向力：求垂直面的支承反力：求水平面的支承反力：由得NN繪制垂直面彎矩圖繪制水平面彎矩圖求合成彎矩圖：考慮最不利的情況，把直接相加求危險截面當量彎矩：從圖可見，m-m處截面最危險，其當量彎矩為：（取折合系數(shù)）計算危險截面處軸的應力因為材料選擇45號調(diào)質(zhì)，查課本362頁表15-1得，查課本362頁表15-1得許用彎曲應力60Mpa所以該軸是安

22、全的（4）彎矩及軸的受力分析圖如下： 4.2中間軸設計：（1）材料：選用45號鋼調(diào)質(zhì)處理，查表15-3取=35Mpa，A=120（2）各軸段直徑的確定： 由, p=7.20,n=283.2則mm,段要裝配軸承，選用6009軸承，=45mm，=40mm裝配低速級小齒輪，由上邊方法判斷的e>5，故無需用齒輪軸，且取=50mm，=65-2=63mm，段主要是定位高速級大齒輪，取=55mm，=12mm，裝配高速級大齒輪，取=50mm，=95mm段要裝配軸承，取=45mm，=35mm取齒輪距箱體內(nèi)壁距離為：16mm；由于箱體鑄造誤差，在確定軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離：8mm。故該軸總長為：L

23、=245mm（3）校核該軸 =63.5mm，=91mm，=74.5mm作用在2、3齒輪上的圓周力：徑向力： 求垂直面的支反力計算垂直彎矩：=63.66求水平面的支承力： 計算、繪制水平面彎矩圖： =-161.57求危險截面當量彎矩：從圖可見，m-m,n-n處截面最危險，其當量彎矩為：（取折合系數(shù)）計算危險截面處軸的直徑： n-n截面: m-m截面: 由于=50>d，所以該軸是安全的。（4）彎矩及軸的受力分析圖如下 4.3低速軸設計：（1）材料：選用45號鋼調(diào)質(zhì)處理，查表15-3取=35Mpa，A=120（2）各軸段直徑的確定：由, 則,考慮到該軸段上開有鍵槽，因此取=50mm，=65mm

24、。裝配軸承，選用6309軸承,取=56。L2=30mm靠軸定位,取=60mm,=32mm取=70mm,=87mmd5裝配低速級大齒輪, ,取,d5=65mm，L5=91mm裝配軸承,選用6012取=60mm, =35mm取齒輪距箱體內(nèi)壁距離為：16mm；由于箱體鑄造誤差，在確定軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離：8mm。所以該軸的總長為：L=340mm（3）校核該軸 =155.5mm,=71.5mm 作用在齒輪上的圓周力為：徑向力為求垂直面的支承反力：求水平面的支承反力：由得N繪制垂直面彎矩圖繪制水平面彎矩圖求合成彎矩圖：考慮最不利的情況，把直接相加求危險截面當量彎矩：從圖可見，m-m處截面最危

25、險，其當量彎矩為：（取折合系數(shù)）計算危險截面處軸的直徑因為材料選擇調(diào)質(zhì)，查得，查課本231頁表14-3得許用彎曲應力，則：因為=65>d，所以該軸是安全的。(4)彎矩及軸的受力分析圖如下：5 鍵的設計與校核選擇A型普通鍵 =1001205.1高速軸上鍵的設計與校核(1)與齒輪聯(lián)接的鍵 由d=44mm，查表6-1選 b×h=12×8， 取L =63mm則工作長度 l=L-b=51 k=0.5h=4所以強度 所以所選鍵為: bhl=12863 (2)與V帶輪聯(lián)接的鍵 由d=30mm，選 b×h=8×7，取L=50則 l=42，h=3.5 所以 所以所選

26、鍵為:bhl=87505.2中間軸上鍵的設計與校核(1) 與大齒輪聯(lián)接的鍵 已知d=50，=242.8參考教材，取bh=149 L=56 則 l=42 k=4.5 根據(jù)擠壓強度條件，鍵的校核為：所以所選鍵為:bhl=14956(2)與小齒輪聯(lián)接的鍵已知d=50，=242.8參考教材，取bh=149 L=90 則l=76 h=4.5所以所選鍵為:bhl=149905.3低速軸上鍵的設計與校核(1)與齒輪聯(lián)接的鍵已知=65mm，=631.0參考教材，取bh=1811 L=90 則l=72 k=5.5 根據(jù)擠壓強度條件，鍵的校核為：所以所選鍵為:bhl=181190(2) 與聯(lián)軸器聯(lián)接的鍵 已知=5

27、0mm，=631.0參考教材，取bh=149 L=63 則l=49 k=4.5 根據(jù)擠壓強度條件，鍵的校核為：所以所選鍵為:bhl=149636、滾動軸承的校核6.1計算高速軸的軸承：(1)已知 兩軸承徑向反力： 軸向力： N 根據(jù)表13-5，X=1(2)根據(jù)表13-6，=1.01.2，有輕微沖擊，則取=1.1。初步計算當量動載荷P，P=1.11818.5=900.35N計算軸承6008的壽命：額定壽命T=2835610h=56960h查表得C=17000N>56960故可以選用6.2計算中間軸的軸承：（1）已知兩軸承徑向反力： 軸向力：均為0 （2）初步計算當量動載荷P，根據(jù)P=根據(jù)表

28、13-6，=1.01.2，取=1.1。根據(jù)表13-5，X=1所以P=1.11785.45=864N P=1.111900.47=2090.52N計算軸承6009的壽命：>56960h故可以選用。6.3計算低速軸的軸承（1）已知兩軸承徑向反力： 軸向力：為0 （2）初步計算當量動載荷P，根據(jù)P=根據(jù)表13-6，=1.01.2，取=1.1。所以P=1.111867.2=2053.92N計算軸承6012的壽命：>56960h故可以選用。Kt1.3=3.40.921.0V=2.88m/sb=56.72mmm=2.836mmh=6.38mmb/h=8.89=1.421K=1.883=64.1

29、76mmK=1.776m=2.5=26=90a=145mm=65mm=225mm=70mm=65mm=9.92 V=1.24m/sb=83.78mmm=3.49h=7.8525b/h=10.67KA=1.25=1.38K=1.83d1=93.90m=3.91 =0.895=316.07=242.93 K=1.768=1.58；=1.738 m=3=31=82=93mm=246mma=169.5mm=98mm=93mm=45mm=50mm=55mm=50mm=45mm=40mm=63mm=12mm=95mm=35mm=50mm=56=60mm=70mmd5=65mm=60mm=65mmL2=30

30、mm=32mm=87mmL5=91mm=35mmbhl=12863bhl=8750bhl=14956bhl=14990bhl=181190bhl=14963T=56960h07、箱體的設計及各部位附屬零件的設計箱體是減速器的一個重要零件，它用于支持和固定減速器中的各種零件，并保證傳動件的齒合精度，使箱體內(nèi)有良好的潤滑和密封。箱體的形狀較為復雜，其重量約見減速器的一半，所以箱體結構對減速器的工作性能、加工工藝、材料消耗、重量及成本等有很大的影響。箱體結構與受力均較復雜，目前尚無成熟的計算方法。所以，箱體各部分尺寸一般按經(jīng)驗設計公式在減速器裝配草圖的設計和繪制過程中確定。箱體選用球墨鑄鐵QT400

31、18，布氏硬度。7.1鑄造減速箱體主要結構尺寸表:名 稱符號尺寸關系取 值箱座壁厚10mm箱蓋壁厚8mm箱蓋凸緣厚度12mm箱座凸緣厚度12mm箱座底凸緣厚度20mm地腳螺釘直徑18mm地腳螺釘數(shù)目a<250mm6軸承旁聯(lián)接螺栓直徑14mm蓋與座聯(lián)接螺栓直徑10mm聯(lián)接螺栓的間距mm180視孔蓋螺釘直徑6mm定位銷直徑8mm至直外箱壁距離查手冊16mm至凸緣邊緣距離查手冊14mm軸承旁凸臺半徑14mm凸臺高度30mm外箱壁至軸承座端面距離38mm鑄造過度尺寸查手冊3mm,15mm,R4大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離12mm齒輪端面與內(nèi)箱壁距離10mm箱蓋箱座肋厚=m=7mm軸承端蓋外徑10811

32、5mm135mm軸承旁連接螺栓距離1407.2各部位附屬零件的設計窺視孔蓋與窺視孔：在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺視孔, 大小只要夠手伸進操作可。以便檢查齒面接觸斑點和齒側(cè)間隙,了解嚙合情況.潤滑油也由此注入機體內(nèi). 放油螺塞放油孔的位置設在油池最低處，并安排在不與其它部件靠近的一側(cè)，以便于放油，放油孔用螺塞堵住并加封油圈以加強密封。 油標油標用來檢查油面高度，以保證有正常的油量.因此要安裝于便于觀察油面及油面穩(wěn)定之處即低速級傳動件附近；用帶有螺紋部分的油尺，油尺上的油面刻度線應按傳動件浸入深度確定。 通氣器 減速器運轉(zhuǎn)時，由于摩擦發(fā)熱,機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，導致潤滑油從縫隙向外滲漏,所以在機蓋頂部或窺視孔上裝通氣器，使機體內(nèi)熱空氣自由逸處，保證機體內(nèi)外壓力均衡，提高機體有縫隙處的密封性，通氣器用帶空螺釘制成.啟蓋螺釘為了便于啟蓋，在機蓋側(cè)邊的邊緣上裝一至二個啟蓋螺釘。在啟蓋時，可先擰動此螺釘頂起機蓋；