设计胶带输送机的传动装置_起重机传动装置设计
机械设计课程设计任务书
设计题目： 起重机传动装置设计
系 部： 机械工程系
专 业： 机械设计制造及其自动化 学生姓名: 学 号:
起迄日期: 2014年12月8日年12月29日 指导教师: 教研室主任：
机械设计课程设计任务书
目录
前言
前言
我们组本次接到的课程设计题为《起重机传动装置的设计》。传动装置的作用在于传递
力或者是力矩。机械传动主要包括带传动、链传动、齿轮传动和蜗杆传动。实际生产中在原动机与工作机之间的传动装置往往不可能只是某一种单一的传动，车间零件传动设备亦是如此。同时通过设计计算，绘图及运用技术标准，规范，设计手册等有关资料，熟练掌握公式编辑器，AutoCAD 绘图，掌握全面的机械设计技能。
齿轮传动具有传动比准确，可用的传动比，圆周速度和传递的范围都很大，以及传动效率，使用寿命长，结构紧凑，工作可靠等一系列优点，因此，齿轮传动式各机器中应用最广的机械传动形式之一，齿轮是机械工业中的重要的基础件。
由于齿轮传动在减速器装置中使用广泛，以此，人们都十分重视研究这个基础部件。无论在减小体积，减轻重量，提高效率，改善工艺，延长使用寿命和提高承载能力以及降低成本等等方面，有所改进的话，都会促进资源（包括人力，材料和动力）的节省。于是我们研究起重机的传动部分，通过给定条件选择了展开式双极圆柱斜齿齿轮减速器，通过计算，设计了主要的传动零件，减速器的输入轴，输出轴，和中间轴，以及齿轮，从而达到传动的需要，满足了设计任务。
机械设计课程设计任务书
1. 设计题目：起重机传动装置的设计
1.1 传动布置方案 见图1
1 —— 电动机 2 —— 联轴器 3 —— 制动器 4 —— 减速器 5 —— 联轴器 6 —— 卷筒支承 7 —— 钢丝绳 8 —— 吊钩 9 —— 卷筒
图1 传动布置方案简图
1.2 设备工作条件：
常温下工作，每日两班，工作10年，允许重物起升速度误差小于 5%。车间有三相交流电源。
2. 电动机的选择
2.1 确定电动机的功率
(1)提升力：
11
F=Gg=⨯720⨯9.8=3528N 22(2)提升速度
V 1=2V =2⨯0.65=1.3m /s (3)工作机（卷筒）所需要的功率:
FV 3528⨯1.3P ===4.59
10001000
(4)传动总效率为
η总=η1η2η3=0.992⨯0.972⨯0.984=0.85
2
2
3
式中 η1—— 弹性联轴器效率，取0.99；
η2—— 圆柱齿轮传动（8级精度）效率，取0.97； η3—— 滚动轴承效率，取0.98。 (5) 电动机所需功率为：
P 0===5.4(kW )
总所以，取电动机的功率P m =5.5kW 。
2.2确定电动机的转速
2.2.1计算卷筒的转速 （1）卷筒角速度ω卷筒=
V 11
(D +d ) 2
（2）卷筒的转速 n 卷筒=
ω卷筒
π
=
V 11.3⨯1000⨯60
==95.13(r /min)
π(D+d)π(250+11)
取圆柱齿轮传动二级减速器传动比范围i 总=8 22，故电动机转速的可选范围为：
n 电动机=i 总⨯n 卷筒=（8~22）⨯95.13=761~2092r /min
根据电源和工作条件，电动机的类型选取Y 系列三相异步电动机。电动机的转速选择常用的两种同步转速：1500r/min和1000r/min 2.2.2确定电动机型号
根据电动机的功率和同步转速，查【2】P207表8-53确定电动机型号为Y160M-4或Y160L-6。 传动系统的总的传动比为 i 总=n m n 卷筒
式中 n m ——电动机满载转速；
n 卷筒——卷筒的转速。
根据电动机的型号查【2】P208表8-54确定外伸轴径、外伸轴长度、中心高等参数。将计算数据和查表数据填入表1中，便于比较。
表1 电动机的数据及总传动比
级齿轮传动实现，所以选用方案一。
3. 运动和动力参数的计算
3.1传动比分配
（1）总传动比为
i 总==15.14
（2）分配各级传动比
设二级斜齿圆柱齿轮减速器高速机的传动比为i 1，低速级传动比为i 2。则
i 1===4.44； i 2=
i 总15.14==3.41 i 14.44
3.2计算各轴的转速
如图一，对各轴编号为A 、B 、C 、D 。 A 轴的转速：n A =n 电动机=1440r/min B 轴的转速：n B =
n A 1440
==324.32r /min i 14.44n B 324.32==95.11r /min i 23.41
C 轴的转速：n c =
D 轴的转速：n D =n c =95.11r /min 3. 计算各轴的输入功率
A 轴：P A =P m η1=5.5⨯0.99=5.445kW B 轴：P B =P A η2η3=5.445⨯0.97⨯0.98=5.18kW
C 轴：P C =P B η2η3=5.18⨯0.97⨯0.98=4.92kW D 轴：P D =P C ηη13=9.84⨯0.99⨯0.98=4.77kW 4．计算各轴的输入扭矩
A 轴： T A =9550P A n A =36.11N ⋅m B 轴：T B =9550P B n B =152.53N ⋅m C 轴：T C =9550P C n C =494.02N ⋅m D 轴：T D =9550P D n D =478.96N ⋅m 将上述结果列入表2，以供查用。
表2 各轴运动与动力参数
4. 齿轮传动的设计计算
4.1高速级齿轮传动
4.1.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （1）按图1的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮。
（2）根据【1】P210
表10-8选用8级精度（GB10095—88）。
（3）材料选择。由【1】P191表10-1选择小齿轮材料为40Cr （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 。 （4）选小齿轮的齿数z 1=24，大齿轮齿数z 2=u ⨯z 1=4.44⨯24=106.56，
z
式中u =i 1=2z , 取z 2=107。
1（5）选取螺旋角。初选螺旋角β=14︒。 4.1.2按齿面接触强度设计
根据【1】P218式（10-21）试算，即：
d 1t ≥式中，d 1——小齿轮的节圆直径，mm ； K——载荷系数；
T 1——小齿轮传递的转矩，N ⋅mm ； φd =
b
——齿宽系数，mm; d 1
εα——端面重合度；
u =
z 2d 2
=——齿轮齿数比； z 1d 1
Z H ——区域系数；
Z E ——弹性影响系数，MPa ； [σH ]——许用接触应力。 （1）、确定公式中的各计算数值： 1）试选K t =1.6。
2）由表二，小齿轮传递的扭矩T 1=T A =36.11N ⋅m 3）由【1】P205表10-7取φd =1。
4）由【1】P201表10-6查得材料的弹性影响系数Z E =189.8MPa 。
5）由【1】P209图10-21（d ）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σH lim 1=600MPa ；
大齿轮的接触疲劳强度极限σH lim 2=550MPa 。 6) 由【1】P206式10－13计算应力循环次数：
N 1=60n A jL h =60⨯1440⨯1⨯(2⨯8⨯365⨯10)=5.05⨯109 N 2=N 1i 1=5.05⨯109/4.44=1.14⨯109
7) 由【1】P207图10-19查得接触疲劳寿命系数K HN 1=0. 90; K HN 2=0. 95 8) 计算接触疲劳许用应力：
取失效概率为1%，安全系数S=1，由公式[σH ]= [σH ]1=
[σH ]2=
K HN σlim
得： S
K HN 1σlim 1
=0. 9⨯600M P a =540M P a S K HN 2σlim 2
=0. 95⨯500M P a =522. 2M P a
S
σH =
[σH ]1+[σH ]2
2
=
540+522.5
=531.25MPa 2
9）根据【1】P217图10-30选取区域系数Z H =2.44。
10）根据【1】P215图10-26查得εα1=0.78，εα2=0.92，则εα=εα1+εα2=1.7。 （2）、计算
1）试算小齿轮分度圆直径d 1t ，由计算公式得：
d 1t ≥
==39.86mm
2） 计算圆周速度
πd 1t n 2π⨯39.86⨯960v===2.0m/s 60⨯100060⨯10003） 计算齿宽b 及模数m nt
b=φd ⨯d 1t =1×39.86=39.86mm
d 1t cos β39.86⨯cos14。
==1.61mm m nt =
241
h=2.25m nt =2.25×1.61mm=3.62mm
=39.86=11.01
3.62
4） 计算纵向重合度εβ
εβ=0.318φd z 1tan β=0.318⨯1⨯24⨯tan14︒=1.903
5） 计算载荷系数K
由【1】P193表10-2查得使用系数K A =1.50；根据v=2.0m/s,8级精度，由【1】P194图10-8查得动载系数K V =1.14；由【1】P196表10—4查得K H β=1.45；由【1】P198图10—13查得 K F β =1.4
由【1】P195表10—3查得 K H α=K F α =1.4。
故载荷系数 K =K A K V K H αK H β=1.50⨯1.14⨯1.4⨯1.45=3.47
6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由【1】P204式（10—10a ）得
d 1=
d 139.86=51.82mm
7） 计算模数m n
d 1cos β51.82⨯cos14ο
=2.09mm =m n =
24z 1
根据【3】P180表10-1圆柱齿轮标准模数系列表，查取模数m n =2mm 。 4.1.3按齿根弯曲强度设计
由【1】P216式(10—
17)
m n ≥（1）确定计算参数
1）计算载荷系数
K=K A K V K F αK F β=1.5⨯1.14⨯1.4⨯1.4=3.35
2) 根据纵向重合度εβ=1.903，从【1】P217图10－28查得螺旋角影响系数 Y β＝0.88 3) 计算当量齿数
z v 1=
z 124
==26.27 33︒
cos βcos 14
z v 2=
z 2107
==117.13 33︒
cos βcos 14
4) 查取齿型系数
由【1】P200表10－5查得Y Fa 1=2.592；Y Fa 2=2.166 5) 查取应力校正系数
由【1】P200表10－5查得Y sa 1=1.596；Y sa 2=1.804
6) 由【1】P208图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极σFE 1=500Mpa；大齿轮的弯曲强度极限σFE 2=380Mpa；
7) 由【1】P206图10-18查得弯曲疲劳寿命系数K FN 1 =0.85；K FN 2=0.88； 8) 计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由【1】P205式（10-12）得：
K FN 1σ0.85⨯500
Mpa =303.57Mpa =[σF ]1=
1.4K FN 2σ0.88⨯380
Mpa =238.86MPa =[σF ]2=
1.4S
9）计算大、小齿轮的
Y Fa Y 并加以比较 ⎡σF ⎤⎣⎦
Y Fa 1Y Sa 12.724⨯1.569
==0.01363
303.57⎡⎤σ⎣F ⎦1
Y Y 2.166⨯1.804==0.01636
238.86⎡σF ⎤⎣⎦2
大齿轮的数值大。
（2）设计计算
m n ==0.827mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算
的法面模数，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0.827并就进圆整为标准值m=1mm 接触强度算得的分度圆直径d 1=51.82mm，算出小齿轮齿数。
d 1cos β51.82⨯cos14ο
于是由z 1===50.28
1m n
取z 1=50，则z 2=uz 1=4.44⨯25=222, 取z 2=222。 4.1.4几何尺寸计算
（1）计算中心距
a
=
(z 1+z 2)m n
2cos β
(50+222) ⨯2
ο
2⨯cos14==280.33mm
将中心距圆整后取281mm
（2）按圆整后的中心距修正螺旋角
(z 1+z 2)m n
β=arcos
2a
=
arccos
(50+222) ⨯2
2⨯281=14.5︒
εK
由于β值改变不大，故参数α、β、Z H 等不大，不用修正
（3）计算大、小齿轮的分度圆直径
d 1d 2
==
50⨯2
=cos14.5︒=103.29mm
z 1m n
z 2m 222⨯2
cos β=cos14.5ο=458.61mm
（4）计算齿轮宽度
b=
φd ⨯d 1=1⨯103.29mm=103.29mm
圆整后取B 2=104mm；B 1=109mm。
（5）结构设计
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm ，而又小于500mm ，故以选用腹板式为宜。
4.2低速啮合齿轮的设计
4.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
试选小齿轮齿数z 1=24；大齿轮齿数z 2=u 2⋅z 1=3.41⨯24=81.84，取z 2=82。 其他参数和上对齿轮一样。 4.2.2按齿面接触强度设计 按式（10—21）试算，即
d 1t ≥
(1)确定公式内的各计算数值
1) 计算小齿轮传递的转矩T 2=T B =152.53N ⋅m
2) 根据【1】P215图10-26查得εα1=0.78，εα2=0.89，则εα=εα1+εα2=1.67。 3) 由【1】P206式10－13计算应力循环次数：
N 1＝60n 2j L h ＝60×324.32×1×（2×8×365×10）＝1.14⨯109 N 2＝N 1/i 2＝1.14⨯109=0.334⨯109
由【1】P207图10-19查得接触疲劳寿命系数K HN 1=0.95; K HN 2=0.98 计算接触疲劳许用应力：
取失效概率为1%，安全系数S=1，由公式
[σH ]=K HN σlim
S
得：
[σH ]1=[σH ]2
σH =
K HN 1σlim1
=0.95⨯600MPa =570MPa S K σ
=HN 2lim2=0.98⨯500MPa =490MPa
S
[σH ]1+[σH ]2
2
=
570+490
=530MPa 2
其他数据和上对齿轮的数据一样。 (2)计算
1）试算小齿轮分度圆直径1t ，由计算公式得：
d 1t ≥
==66.08mm
2）计算圆周速度
πd 1t n 2
v=60⨯1000=
π⨯66.08⨯324.32
60⨯1000
=1.12m/s
3）计算齿宽b 及模数b=
m nt
φd ⨯d 1t
=1×66.08mm=66.08mm
d 1t cos β66.08⨯cos14︒
m nt =z 1=24=2.67
h=2.25
m nt =2.25×2.67mm=6mm
b/h=66.08/6=11.01
ε4）计算纵向重合度β
εβ=0.318φd z 1tan β=0.318⨯1⨯24⨯tan14︒=1.903
5）计算载荷系数K
由【1】P193表10-2查得使用系数K A =1.50；根据v=1.02 m/s,8级精度，由【1】P194图10-8查得动载系数K V =1.07；由【1】P196表10—4查得10—13查得
K H β=1.45
；由【1】P198图
K F β
=1.38
由【1】P195表10—3查得 K H α=K F α =1.4。 故载荷系数
K =K A K V K H αK H β=1.50⨯1.07⨯1.4⨯1.45=3.26
6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a ）得
d
1t 66.08d 1
=mm=83.92mm 计算模数m n
d 1cos β83.92⨯cos14ο
=m n z 1=24mm=3.39mm
4.2.3按齿根弯曲强度设计
由【1】P216式(10—17)
m n ≥（1）确定计算参数 1）计算载荷系数
K=K A K V K F αK F β=1.5⨯1.07⨯1.4⨯1.38=3.1
2) 根据纵向重合度εβ=1.903，从【1】P217图10－28查得螺旋角影响系数 Y β＝0.88 3) 计算当量齿数
z v 1=
z 124
==26.27 33︒
cos βcos 14
z v 2=
z 282
==89.76 cos 3βcos 314︒
4) 查取齿型系数
由【1】P200表10－5查得Y Fa 1=2.592；Y Fa 2=2.22
5) 查取应力校正系数
由【1】P200表10－5查得Y sa 1=1.596；Y sa 2=1.778
6) 由【1】P208图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极σFE 1=500Mpa；大齿轮的弯曲强度极限σFE 2=380Mpa；
7) 由【1】P206图10-18查得弯曲疲劳寿命系数K FN 1 =0.85；K FN 2=0.88； 8) 计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由【1】P205式（10-12）得：
K FN 1σ0.85⨯500
Mpa =303.57Mpa =[σF ]1=
1.4K FN 2σ0.88⨯380
Mpa =238.86MPa =[σF ]2=
1.49）计算大、小齿轮的
Y Fa Y Sa
并加以比较 ⎡σF ⎤⎣⎦
Y Y 2.592⨯1.596==0.01363
303.57⎡⎤σ⎣F ⎦1
Y Fa 2Y Sa 22.22⨯1.778==0.01652
238.86⎡σF ⎤⎣⎦2
大齿轮的数值大 （2）设计计算
m n ≥==2.42mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算
的法面模数，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2.42并就进圆整为标准值m=2.5mm 接触强度算得的分度圆直径d 1=66.08mm，算出小齿轮齿数
d 1cos β66.08⨯cos14ο
==25.65 z 1=
2.5m n
取z 1=25，则z 2=uz 1=3.41⨯25=85.25, 取z 2=86。 4.2.4几何尺寸计算 （1）计算中心距
a =
(z 1+z 2)m n =(25+86)⨯2.5=142.99mm
2cos β
2⨯cos14︒
将中心距圆整后取143mm
（2）按圆整后的中心距修正螺旋角
z 1+z 2)m n (β=arccos
2a
25+86)⨯2.5(=arccos =13.98︒
2⨯143
εK
由于β值改变不大，故参数α、β、Z H 等不大，不用修正
（3）计算大、小齿轮的分度圆直径
d 1=
z 1m n 25⨯2.5
=︒=64.41mm cos βcos13.98z 2m n
=221.56mm cos β
d 2=
（4）计算齿轮宽度
b =∅d ⨯d 1=1⨯64.41=64.41mm 圆整后取B 2=65mm ；B 1=70mm 。 （5）结构设计
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm ，而又小于500mm ，故以选用腹板式为宜。
5. 轴的设计
5.1 高速轴A 的设计
5.1.1选择轴的材料
因为轴的受力大，对材料的强度和硬度比较高，可选取轴的材料为45钢，调质处理。 求输入轴上的功率P 1、转速n 1、转矩T 1 P 1=P A =5.445kW
n 1=1440r /min T 1=36.11N⋅m
5.1.2 求作用在齿轮上的力
已知高速级小齿轮的分度圆直径为
d 1=103.29mm
而 F t =
2T 12⨯36.11
=699.20N =-3
d 1103.29⨯10
tan αn tan 20o
F r = Ft =699.20⨯=262.26N o
cos βcos13.98
F a = t F t a βn
=69⨯9. 20t a ︒n =13. 98N 1
图 4
圆周力F t ，径向力F r 及轴向力F a 的方向如图4所 示。
5.1.3初步确定轴的最小直径
根据【1】P370表15-3，取A 0=112,于是得
d 1min =A =112=17.5mm ；
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d I-∏(图5) 。为了使所选的轴直径d I-∏与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。
联轴器的计算转矩T ca =K A T 3，查《机械设计》P351，表14-1，考虑到转矩变化很小，故取K A =1.5,则：
T ca =K A T 3=1.5×36110N ·mm=54165N·mm
按照计算转矩T ca 应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T5843—2003，选用GY2型凸缘联轴器，其公称转矩为63000N ·mm 。半联轴器的孔径d I=18mm ，故取d I-∏=18mm，半联轴器长度L 1=42mm 。 5.1.4轴的结构设计 (1) 拟定轴上零件的装配方案
图5 高速轴的结构与装配
(2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1) 为了满足半联轴器的轴向定位要求，Ⅰ—Ⅱ轴端右端需制出一轴肩，故取Ⅱ—Ⅲ段的直径d Ⅱ-Ⅲ=22mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D =24mm 。半联轴器
与轴配合的毂孔长度L 1=42mm ，为了保证轴端挡圈只压在半联轴上而不压在轴的断面上，故Ⅰ—Ⅱ段的长度应比L 1略短一些，现取l I-∏=40mm 。
2) 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d Ⅱ-Ⅲ=22mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度等级的单列圆锥滚子轴承30305. 其尺寸为d ⨯D ⨯T =25mm ×62mm ×18.25mm ，故
d Ⅲ-Ⅳ=d Ⅶ-Ⅷ=25mm；而l Ⅶ-Ⅷ=18.25mm。
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册查得30305型轴承的定位轴肩高度h =2.5mm，因此，取d Ⅵ-Ⅶ=30mm.
3) 因为此轴为齿轮轴，所以Ⅳ-Ⅴ的直径d Ⅳ-Ⅴ=45mm，已知齿轮轮毂的宽度为109mm. 4) 轴承端盖的总宽度为15mm 。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面的间距l =20mm,故取l Ⅱ-Ⅲ=35mm。
5) 取齿轮距箱体内壁之距离a=10mm ，齿轮3到此齿轮之间的距离c=15mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承的位置时，应距箱体内壁一段距离s=5mm，已知滚动轴承的宽度T=18.25mm，齿轮3的轮毂长L=70mm。则
l Ⅲ-Ⅳ=T +s +a +(50-47) =18. 25+5+10+3=36. 25mm l Ⅵ-Ⅶ=L +c +a +s -l Ⅴ-Ⅵ=70+15+10+5-6=89mm
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
半联轴器与轴的周向定位采用平键连接，选用平键为6mm ×6mm ×32mm ，半联轴器与轴
H 7
的配合为。滚动轴承与轴的定位是由过渡配合来保证，此处选轴的直径尺寸公差为m6。
k 6
(4) 确定轴上的的圆角和倒角尺寸
参考【1】P265表15-2，取轴端倒角为2×45o ，各轴肩处的圆倒角半径为2mm 。 5.1.5求轴上的载荷
首先根据轴的结构图5做出轴的计算简图6。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a 值，对于30305型圆锥滚子轴承。由手册查a =13mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距L 2+L 3=42+125. 25=167. 25mm 。 (1)求支反力 水平面支反力
F NH 1=
L 3125.25
F t =⨯699.20=523.62N L 2+L 3167.25L 242
F t =⨯699.20=175.58N L 2+L 3167.25
F NH 2=
垂直面支反力
L 2d 42103.29F r +F a 1⨯262.26+174.07⨯L +L 32=54.14N F NV 1=2=
L 167.25
-F NV 2=
L 2d
F r +F a 1-42⨯262.26+174.07⨯103.29L 2+L 32=53.33N =L 167.25
(2)作弯矩图
水平弯矩M H 图，如图6所示。
M H =F NH 1L 2=523.62⨯42=21992.04 N·mm
垂直面弯矩M V 图，如图6所示。 C 点左边
M V 1=F NV 1L 2=54.14⨯42=2273.88N·mm
C 点右边
M V 2=F NV 2L 3=53.33⨯125.25=6679.58N·mm
(3) 求合成弯矩M ，做出合成弯矩图，如图6所示。 C 点左边
M =M 221H +M V 1=22109.28N ·mm
C 点右边
M 222=M H +M V 2=22984.05N ·mm
做弯矩图，如图6所示.
T=36110N·mm
图6 高速轴的载荷分析图
从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C 是轴的危险截面。 5.1.6按弯曲合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核该轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，根据《机械设计》式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭矩切应力为脉动循环变应力，取α=0. 6， 轴的计算应力
σca =
=3.4MPa
前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由【1】表15-1查得[σ-1]=60 MPa ，因此σca
5.2 中间轴B 的设计
5.2.1求作用在齿轮上的力 齿轮2
2T 22⨯152.53⨯103
F t 2===665.18N
d 2458.61tan αn tan 20
F r 2=F t 2=665.18⨯=250.17N
cos βcos14.5︒
F a 2=F t 2tan β=665.18⨯tan14.5︒=172.03N
齿轮3
2T 32⨯494.02⨯103
F t 3===15339.85N
d 364.41tan αn tan 20
F r 3=F t 3=15339.85⨯=5753.67N
cos βcos13.98
F a 3=F t 3tan β=15339.85⨯tan13.98︒=3818.97N
圆周力F t ，径向力F r 及轴向力F a 的方向如图4所示 5.2.2初步确定轴的最小直径
选取轴的材料为45钢，调质处理。根据【1】P370
表15-3，取A 0=112,
于是得
d min =A 5.2.3轴的结构设计
(1) 拟定轴上零件的装配方案
=112
图 7 中间轴的结构与装配
(2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1) 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d min =28.06mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度等级的单列圆锥滚子轴承30306. 其尺寸为d ⨯D ⨯T =30mm ×72mm ×20.75mm ，故
d I-∏=d Ⅴ-Ⅵ=30mm；而l I∏=l Ⅴ-Ⅵ=20.75mm。
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册查得30305型轴承的定位轴肩高度h =3mm，因此，取d Ⅱ-Ⅲ=d Ⅳ-Ⅴ=50mm.
2) 取安装齿轮2的轴端d Ⅱ-Ⅲ=50mm；齿轮的左端与左轴承之间采用轴套定位。已知齿轮轮毂的宽度为104mm ，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取l ∏-I∏=101mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h >0.07d ，故取h =3mm，则轴环处的直径d ∏-Ⅲ=42mm，轴环宽度b >1.4h , 取l Ⅲ-Ⅳ=15m。
取安装齿轮3的轴端d Ⅳ-Ⅴ=50mm；齿轮的右端与右轴承之间采用轴套定位。已知齿轮轮毂的宽度为70mm ，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取
l Ⅳ-Ⅴ=67mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h >0.07d ，故取h =3mm，则轴环处的直径d Ⅲ-Ⅳ=42mm，轴环宽度b >1.4h , 取l Ⅲ-Ⅳ=15mm。
3) 取齿轮距箱体内壁之距离a=10mm ，齿轮3到此齿轮之间的距离c=15mm，考虑到箱
体的铸造误差，在确定滚动轴承的位置时，应距箱体内壁一段距离s=5mm，已知滚动轴承的宽度T=20.75mm，齿轮3的轮毂长L=70mm。则
l I-∏=T +s +a +(104-100) +5=20.75+5+10+3+5=44.25mm
l -=T +a +s +(70-67) =20.75+10+5+3=38.75mm
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
齿轮与轴的周向定位采用平键连接，按d Ⅲ-Ⅳ由手册查得齿轮2与轴的链接平键
b ⨯h =8mm×7mm ，键槽用键槽铣刀加工，长为36mm ，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的
H 7
对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合；按d Ⅳ-Ⅴ由手册查得齿轮3与轴的链接平键
n 6
b ⨯h =8mm×7mm ，键槽用键槽铣刀加工，长为56mm ，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的
H 7
对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合。
n 6
(4) 确定轴轴上的的圆角和倒角尺寸
参考【1】P265表15-2，取轴端倒角为2×45o ，各轴肩处的圆倒角半径为2mm 。 5.2.4求轴上的载荷
首先根据轴的结构图7做出轴的计算简图8。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a 值，对于30306型圆锥滚子轴承。由手册查a =15mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距L 1=49. 25mm L 2=69. 5mm L 3=57. 25mm 。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图(如图8) 。 1) 求支反力 水平面支反力
F NH 21=-
F t 2(L 2+L 3) -F t 3L 3665.8⨯126.75-15339.85⨯57.25
=4533.85N =-
L 2+L 3+L 1176
F NH 22=
垂直面支反力
F t 3(L 1+L 2) -F t 2L 115339.85⨯(118.75)-665.18⨯49.25
=10163.90N =
L 1+L 2+L 3176
F NV 22=-
F r 3(L 1+L 2) -F r 2L 1-F a 2
L 1+L 2+L 3
d d 2
+F a 33=-4286.66N
F NV 21=-
F r 2(L 2+L 2) -F r 3L 3-F a 2
L 1+L 2+L 3
d d 2
+F a 3322=-966.68N
2) 作弯矩图水平弯矩M H 图，如图6所示。
M H 21=F NH 21L 1=4533.85⨯49.25=223292.11N ·mm M H 22=F NH 22L 3=10163.90⨯57.25=581883.27N ·mm
垂直面弯矩M V 图，如图8所示。 B 点左边
M VB 21=F NV 21L 1=-966.68⨯49.25=-47606.99N·mm
B 点右边
M VB 22=F NV 21L 1-
F a 2d 2172.03⨯458.61
=-47606.99-=-87054.33N·mm 22
C 点右边
M Vc 22=F NV 22L 3=-4286.66⨯57.25=-245411.28N·mm
C 点左边
F a 3d 33818.97⨯64.41=-245411.28-=-491391.14N·mm 22
3) 求合成弯矩M ，做出合成弯矩图，如图6所示。
M Vc 21=F NV 22L 3-
B 点左边
22
M B 21=M H 21+M VB 21=228310.6N ·mm
B 点右边
22M B 22=M H 21+M VB 2=239661.7·mm
C 点左边
22M c 21=M H 22+M Vc 21=331791.9N ·mm
C 点右边
M c 22==539744.8N ·mm
做弯矩图，如图8所示.
T=16525.9N·mm
图8 中间轴的载荷分布图
从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C 是轴的危险截面。 5.2.5按弯曲合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核该轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，根据[1]式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭矩切应力为脉动循环变应力，取α=0. 6，
轴的计算应力
σca 2=
==43.46MPa
前已选定轴的材料为45钢，调质处理。由【1】表15-1查得[σ-1]=60 MPa ，因此σca 2
5.3 低速轴C 的设计
5.3.1 初算轴径，联轴器的选择
T (1) 求输出轴上的功率P 3、转速n 3、转矩3
P 3＝4.92kW n 3=95.11r/min
T 3=494.02N⋅m
(2) 求作用在齿轮上的力
已知低速级大齿轮的分度圆直径为
d 4=221.56mm
而 F t =
2T 32⨯494.02
=4459.47N =
221.56⨯10-3d 4
tan αn tan 20o
F r = Ft =4459.47⨯=1672.6N
cos βcos13.98o
F a = t F t a βn
=445⨯9. 47t ︒a =n 13. 98N 1
圆周力F t ，径向力F r 及轴向力F a 的方向如图4所示。 (3)初步确定轴的最小直径
先估算轴的最小直径, 选取轴的材料为45钢, 调质处理, 根据《轴常用几种材料的[τT ]及A 0》表，查的[τT ]=35MP,A
0=112。
d 3min =A ==41.44mm
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d Ⅰ-Ⅱ, 为了使所选的轴与联轴器吻合, 故联轴器的计算扭矩为T ca =K a T 3，查《工作系数表》，取K A =2.3
需同时选取联轴器的型号。
T ca =K a T 3=2.3⨯550.92=1267.12N ⋅m
因为计算转矩小于联轴器公称转矩, 所以查《弹性柱销联轴器》表，根据T ca ，选择L ⨯4
型弹性柱销联轴器，d ⅠⅡ其公称转矩为2500N ⋅m , 半联轴器的长度为L =112mm ，-=48mm ，半联轴器与轴的配合长度L 1=84mm 。 5.3.2 轴的结构设计
(1) 拟定轴上的装订方案如图9所示。
A B C D
图9 轴的结构与装配
(2)根据轴向定位
为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求, Ⅰ-Ⅱ轴段右端需要制出一轴肩, 故取Ⅱ-Ⅲ的直径d Ⅱ-Ⅲ=55mm ; 左端用轴端挡圈定位, 按轴端直径取挡圈直径D =55mm 半联轴器与
轴配合的轮毂孔长度为L 1=84mm ，保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故
Ⅰ-Ⅱ的长度应比L 1略短一些, 现取l Ⅰ-Ⅱ=82mm 。
选用单列角接触球轴承. 参照工作要求并根据d Ⅱ-Ⅲ=55mm , 由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组标准精度级的接触球轴承7212C 型. 对于选取的角接触球轴承其尺寸的为
d ⨯D ⨯B =60mm ⨯110mm ⨯22mm , 故l Ⅶ-Ⅷ=22mm 。
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。手册上查得7212C 型轴承定位轴肩直径取安装齿轮处的轴段d Ⅳ-Ⅴ=66mm ，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位. 已知齿轮
(d ) min =69mm ，故取l Ⅵ-Ⅶ=70mm 。
毂的宽度为122mm, 为了使套筒端面可靠地压紧齿轮, 此轴段应略短于轮毂宽度, 故取
l Ⅳ-Ⅴ=118mm 。齿轮的右端采用轴肩定位, 取轴肩高h=4mm,取d Ⅴ-Ⅵ=74mm . 轴环宽度
b ≥1. 4h , 取b=12mm。
轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) . 根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求, 取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离
l =30mm ,故取l Ⅱ-Ⅲ=50mm .
取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm , 考虑到箱体的铸造误差, 在确定滚动轴承位置时, 应距箱体内壁一段距离 s,取s=8mm , 已知滚动轴承宽度T=22mm,则
l Ⅲ-Ⅳ=a +s +T +(55+10)=16+8+22+65=111mm
l Ⅵ-Ⅶ=a +s -12=16+8-12=12mm 至此, 已初步确定了轴的各端直径和长度。
5.3.3 绘制轴承的弯扭矩图，对危险截面进行强度计算 (1) 首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置 对于7212C 型的角接触球轴承,a=22.4mm,因此, 作为简支梁的轴的支承跨距。
L 1=113.4mm ; L 2=146.6mm ; L 3=106.4mm
(2) 受力分析
F L 2NH 1=
L +L F 146.6
t =4459.47⨯=2584.02N
23253
F L 3NH 2=
L +L F 106.4
t =4459.47⨯=1875.44N 23253
F L F a D 1110.22⨯221.56F NV 2
=r 2+1672.6⨯146.6+
L ==1455.3N 2+L 3253
F NV 1=F r -F NV 2=217.3N
M H =325.56N ⋅m
M V 1=F NV 1L 2=73.6N ⋅m M V 2=F NV 2L 3=28.97N ⋅m
M 1==333.78N ⋅m
M 2==326.85N ⋅m
T 3=9550P3/n 3=494.02N ⋅m (3)作出轴的载荷分析图:
图10 低速轴的载荷分布图
(4) 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度 根据
σca =
M 1+
(∂T 3) 2
W
2
=11.50MPa
之前已选轴材料为45钢，调质处理。
查《轴的常用材料及其主要力学性能表》表，得[σ-1]=60MPa
σca
6. 滚动轴承的选择
6.1 高速轴A 配合轴承的选择
6.1.1 求比值
F a 174.07=0.6637 =F r 262.26
根据【1】表13-5，圆锥滚子轴承的最大e=0.4，故此时
F a >e F r
6.1.2初步计算当量动载荷P
P =f p (XF r +YF a )
按照【1】表13-6， f p =1. 0~1. 2，取f p =1. 2。
按照【1】表13-5，X=0.4，Y 值需在已知型号和基本额定静载荷C0后才能求出。现暂选一近似中间值，取Y=1.5，则
P =1.2⨯(0.4⨯262.26+1.5⨯174.07) =439.21kW
6.1.3求轴承应有的基本额定动载荷(寿命按50000h 算
)
C ==3666.1.4按照轴承样本选择30204轴承
此轴承的基本额定静载荷C0=33200N。验算如下：
(1)求相对轴向载荷对应的e 值与Y 值。相对轴向载荷为F a 在表中介于0.07～=0.07105，C 0
0.13之间，对应的e 值为0.27～0.31，Y 值为1.6～1.4.
(2)用线性插值法求Y 值。
Y =1. 4+
X =0. 4，Y =1. 597 (1. 6-1. 4) ⨯(0. 13-0. 07105) =1.597 0. 13-0. 07
(3) 求当量动载荷P 。P =1. 2⨯(0. 4⨯200+1. 597⨯150) =383.46N
(4) 验算30304轴承的寿命。
ε106⎛C ⎫L h = ⎪=77819h>50000h 60n ⎝P ⎭
所以轴承的选取合理
6.2 中间轴B 配合轴承的选择
6.2.1求比值
F a 172.03==0.6876 F r 250.17
根据《机械设计》表13-5，圆锥滚子轴承的最大e=0.4，故此时
F a >e F r
6.2.2初步计算当量动载荷P ，
P =f p (XF r +YF a )
按照《机械设计》表13-6，f p =1. 0~1. 2，取f p =1. 2。
按照《机械设计》表13-5，X =0.4，Y 值需在已知型号和基本额定静载荷C 0后才能求出。现暂选一近似中间值，取Y =1.5，则
P =1. 2⨯(0. 4⨯1882. 533+1. 5⨯1314. 472) =3269.7N
6.2.3求轴承应有的基本额定动载荷(寿命按50000h 算)
" 60nL 60⨯302⨯50000h =78435N C =P =3269. 7⨯661010
6.2.4按照轴承样本C=96000N选择30205轴承
此轴承的基本额定静载荷C 0=48000N。验算如下：
(1)求相对轴向载荷对应的e 值与Y 值。相对轴向载荷为
0.13之间，对应的e 值为0.27～0.31，Y 值为2.
(3)验算30305轴承的寿命。 F a 在表中介于0.07～=0.07105，C 0) =4058.3N (2)求当量动载荷P 。P =1. 2⨯(0. 4⨯1882+2⨯1314
ε106⎛C ⎫L h = ⎪=73050h >50000h 60n ⎝P ⎭
所以轴承的选取合理
6.3 低速轴C 配合轴承的选择
6.3.1求比值
F a 1110.22= 0.7213 =F r 1672.6
根据《机械设计》表13-5，圆锥滚子轴承的最大e=0.4，故此时
F a >e F r
6.3.2初步计算当量动载荷P
P =f p (XF r +YF a )
按照《机械设计》表13-6，f p =1. 0~1. 2，取f p =1. 2。
按照《机械设计》表13-5，X=0.4，Y 值需在已知型号和基本额定静载荷C0后才能求出。现暂选一近似中间值，取Y=1.5，则
P =1. 2⨯(0. 4⨯364. 5597+1. 5⨯262. 9615) =8060.9N
6.3.3求轴承应有的基本额定动载荷(寿命按50000h 算)
" 60nL 60⨯86⨯50000h =110043N C =P =8060. 9⨯661010
6.3.4按照轴承样本C=130000N选择30209轴承
此轴承的基本额定静载荷C 0=65000N。验算如下：
(1)求相对轴向载荷对应的e 值与Y 值。相对轴向载荷为
0.13之间，对应的e 值为0.27～0.31，Y 值为2
(3)验算30309轴承的寿命。 F a 在表中介于0.07～=0.07105，C 0(2)求当量动载荷P 。P =1. 2⨯(0. 4⨯364. 5597+2⨯262. 960) =8059.487N
ε106⎛C ⎫L h = ⎪=81346h>50000h 60n ⎝P ⎭
所以轴承的选取合理
7. 键选择与校核
7.1 高速轴上键的选择
7.1.1 由与此轴与半联轴器链接，故选用圆头普通平键(A)。
根据d=18mm，由手册查得键的截面积为：宽度b=6mm，高度h=6mm，由半联轴器的宽度并参考键的长度系列，取键的长度L=40mm。
7.1.2 键，轴和轮毂的材料都是钢，由《机械设计》表6-2查得需用挤压力为[σF ]=100～120MPa 。键的工作长度l =L -b =34mm，键与轮毂键槽的接触高度k =0. 5h =3mm，可得
2T 1⨯1032⨯3. 7410⨯1000σp ===40.752
键的标记：键6×6×40 GB/T1096—2003.
7.2 中间轴上键的选择
7.2.1齿轮2与轴链接键的选择
(1) 由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键(A)。
根据d=30mm，由手册查得键的截面积为：宽度b=10mm，高度h=8mm，由半联轴器的宽度并参考键的长度系列，取键的长度L=36mm。
(2)键，轴和轮毂的材料都是钢，由《机械设计》表6-2查得需用挤压力为[σF ]=100～120MPa 。键的工作长度l =L -b =24mm，键与轮毂键槽的接触高度k =0. 5h =4mm，可得
2T 2⨯1032⨯16. 5259⨯1000σp ===45.3208
键的标记为：键10×8×36 GB/T1096—2003.
7.2.2齿轮3与轴链接键的选择
(1) 由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键(A)。
根据d=30mm，由手册查得键的截面积为：宽度b=10mm，高度h=8mm，由半联轴器的宽度并参考键的长度系列，取键的长度L=60mm。
(2) 键，轴和轮毂的材料都是钢，由《机械设计》表6-2查得需用挤压力为[σF ]=100～120MPa 。键的工作长度l =L -b =53mm，键与轮毂键槽的接触高度k =0. 5h =4mm，可得
2T 2⨯1032⨯16. 5259⨯1000σp ===36.9291
键的标记为：键10×8×63 GB/T1096—2003.
7.3 低速轴上键的选择
7.3.1低速轴与联轴器链接键的选择
(1) 由与此轴与半联轴器链接，故选用圆头普通平键(A)。
根据d=48mm，由手册查得键的截面积为：宽度b=14mm，高度h=9mm，由半联轴器的宽度并参考键的长度系列，取键的长度L=70mm。
(2) 键，轴和轮毂的材料都是钢，由《机械设计》表6-2查得需用挤压力为[σF ]=100～120MPa 。键的工作长度l =L -b =56mm，键与轮毂键槽的接触高度k =0. 5h =4.5mm，可得
2T 3⨯1032⨯494.02⨯1000σp ===81.68
键的标记：键14×9×70 GB/T1096—2003.
7.3.2齿轮4与轴链接键的选择
（1）由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键(A)。
根据d=66mm，由手册查得键的截面积为：宽度b=20mm，高度h=12mm，由半联轴器的宽度并参考键的长度系列，取键的长度L=56mm。
（2）键轴和轮毂的材料都是钢，由《机械设计》表6-2查得需用挤压力为[σF ]=100～120MPa 。键的工作长度l =L -b =46mm，键与轮毂键槽的接触高度k =0. 5h =6mm，可得
2T 3⨯1032⨯494.02⨯1000σp ===54.24
键的标记为：键20×12×56 GB/T1096—2003.
8. 联轴器的选择与校核
8.1 高速轴上联轴器的选择
8.1.1类型选择
为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器。
8.1.2 载荷计算
由《机械设计》表14-1查得K a =1.3
T ca =T 1K A =1. 3⨯3. 7410=4.8633N·m
8.1.3 型号的选择
从GB/T 4323—2002中查得LT2型弹性套柱联轴器的需用转矩为16N ·m ，许用最大转速为7600r/min，轴颈为12—19mm 之间，故合用。
8.2 低速轴上联轴器的选择
8.2.1 类型选择
为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器。
8.2.2 载荷计算
由《机械设计》表14-1查得K a =1.3
T ca =T 3K A =1. 3⨯55. 5398=72.2017N·m
8.2.3型号的选择
从GB/T 4323—2002中查得LT6型弹性套柱联轴器的需用转矩为250N ·m ，许用最大转速为3800r/min，轴颈为32—42mm 之间，故合用。
9. 润滑方式、润滑剂牌号及密封装置的选择
9.1 润滑方式
9.1.1齿轮的润滑
当齿轮的圆周速率小于12m/s时(vmax=3.2m/s)，通常采用浸油润滑，浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为40mm 。再加上齿轮到箱底的距离30～50mm ，所以油深75mm 。
9.1.2滚动轴承的润滑
因为齿轮可以将底部的润滑油带起且在箱体上设计了油沟，所以轴承的润滑方式采用油润滑方式。
9.2 润滑油牌号
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-CKC90～110润滑油。 .
9.3 密封装置
选用凸缘式端盖易于调整，采用毡圈油封密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为 毡圈55JB/ZQ4606-86 毡圈80JB/ZQ4606-86 毡圈120JB/ZQ4606-86。
10. 减速器附件
(1)窥视孔及窥视孔盖：由于受集体内壁间距的限制，窥视孔的大小选择为长90mm ，宽60mm 。盖板尺寸选择为长120mm ，宽90mm 。盖板周围分布6个M6×16的全螺纹螺栓。由
于要防止污物进入机体和润滑油飞溅出来，因此盖板下应加防渗漏的垫片。考虑到溅油量不大，故选用石棉橡胶纸材质的纸封油圈即可。考虑到盖板的铸造加工工艺性，故选择带有凸台的铸铁盖板。
(2)通气器：为防止由于机体密封而引起的机体内气压增大，导致润滑油从缝隙及密封处向外渗漏，使密封失灵。故在窥视孔盖凸台上加安通气装置。由于减速器工作在情节的室内环境中，故选用结构简单的通气螺塞即可，其规格为M22×1.5。
(3)放油孔及放油螺塞：为了能在换油时将油池中的污油排出，清理油池，应在机座底部油池最低处开设放油孔。为了能达到迅速放油地效果，选择放油螺塞规格为M20×1.5。考虑到其位于油池最底部，要求密封效果好，故密封圈选用材质为工业用革的皮封油圈。
(4)油面指示器：为了能随时监测油池中的油面高度，以确定齿轮是否处于正常的润滑状态，故需设置油面指示器。在本减速器中选用杆式油标尺，放置于机座侧壁，油标尺型号选择为M12。
(5)吊耳和吊钩：为了方便装拆与搬运，在机盖上设置吊耳，在机座上设置吊钩。吊耳用于打开机盖，而吊钩用于搬运整个减速器。考虑到起吊用的钢丝直径，吊耳和吊钩的直径都取20mm 。
(6)定位销：本减速器机体为剖分式，为了保证轴承座孔的加工和装配精度，在机盖和机座用螺栓联接后，在镗孔之前，在机盖与机座的连接凸缘上应装配定位销。定位销采用圆锥销，安置在机体纵向两侧的联接凸缘得结合面上，呈非对称布置。圆锥销型号选用GB117-86 A6×35。
(7)起盖螺钉：在机盖与机座联接凸缘的结合面上，为了提高密封性能，常涂有水玻璃或密封胶。因此联接结合较紧，不易分开。为了便于拆下机盖，在机盖地凸缘上设置一个起盖螺栓。取其规格为M10×22。其中螺纹长度为16mm ，在端部有一个6mm 长的圆柱。
11. 设计总结
之前我对《机械设计基础》这门课的认识是很肤浅的，实际动手设计的时候才发现自己学得知识太少，而且就算上课的时候再认真听课，光靠课堂上学习的知识根本就无法解决实际问题， 必须要靠自己学习。
我的设计中存在很多不完美、缺憾甚至是错误的地方，但由于时间的原因，是不可能一一纠正过来的了。尽管设计中存在这样或那样的问题，我还是从中学到很多东西。首先，我体会到参考资料的重要性，利用一切可以利用的资源对设计来说是至关重要的。往往很多数据在教材上是没有的，我们找到的参考资料也不齐全，这时参考资料的价值就立时体现出来了。其次，从设计过程中，我复习了以前学过的机械制图知识，AUTOCAD 的画图水平有所提高，Word 输入、排版的技巧也有所掌握，这些应该是我最大的收获。再次，严谨理性的态度在设计中是非常重要的，采用每一个数据都要有根据，设计是一环扣一环的，前面做错了，后面就要全改，工作量差不多等于重做。
通过这次的课程设计, 极大的提高了我们对机械设计这门课程的掌握和运用，让我们熟悉了手册和国家标准的使用，并把我们所学的知识和将来的生产实际相结合，提高了我们分析问题并自己去解决问题的能力，也提高了我们各个方面的素质，有利于我们今后更顺利地走上工作岗位。
12. 参考文献
[1] 濮良贵，纪名刚. 机械设计. 第八版. 北京:高等教育出版社,2009
[2] 杨光，席伟光. 机械设计课程设计. 第二版. 北京：高等教育出版社，2009
[3] 孙恒，陈作模. 机械原理. 第七版. 北京：高等教育出版社，2009
[4] 刘鸿文. 材料力学. 第四版. 北京高等教育出版社，2009
[5] 张林绍，姚成祥. 实用机械设计手册. 北京：科学出版社，1999