机械设计课程设计用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速器(20210328195406)

1、机械设计课程设计 计算说明书 设计题目：用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速器 学院：机械工程与应用电子技术学院 目录 一、设计任务书第 3 页 二、传动系统方案的分析与拟定第 3 页 三、电动机的选择计算第 3 页 四、传动比的选择第 5 页 五、传动系统运动的动力参数的计算第 5 页 六、V带设计第6页 七、减速器外传动零件的设计计算第 7 页 八、初步计算轴径、选择滚动轴承及联轴器第 10 页 九、减速器高速轴的结构设计及强度校核第11页 十、滚动轴承的选择第15页 十一、键的选择及校核第15页 十二、联轴器的选择第16页 十三、减速器附件的选择及简要说明第 16页 十四、润滑方式、润滑剂及

2、密封装置的选择 第16页 十五、箱体主要结构、尺寸的计算第18页 十六、设计总结第18页 十七、参考资料第18页 结果 计算及说明 、设计任务书 1设计任务 题目2 :设计用于带式输送机的一级圆柱齿轮减速器 2、原始数据 (1) 数据编号A3 10年，小批量 F=1200N m V=1.7m/s (2) 运输带工作拉力F=1200N m (3) 运输带工作速度V=1.7m/s 3、工作条件连续单向运转，载荷平稳，空载起动，使用期限 生产，两班制工作，输送机工作速度允许误差为_5%。 二、传动系统方案的分析与拟定 带式运输机传动系统方案如下图所示。 选用V带传动和闭式圆柱齿轮传动。该方案传动比不

3、太大， 效率较高，精度 易于保证。闭式圆柱齿轮由电动机驱动，中间由V带相连。电动机1将动力 传到大带轮2,再传到减速器3,经联轴器将动力传至卷筒轴，带动传送带 工作。闭式齿轮传动瞬时速比稳定，传动效率高，工作可靠，寿命长，结构 紧凑，外形尺寸小。其载荷平稳，空载起动，故轮齿可以做成直齿，用于的 传动。 三、电动机的选择计算 1、电动机类型的选择 按工作要求选用 Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压 380V。 因为此类型电动机应用广泛、结构简单、起动性能好、工作可靠、价格低廉、 维护方便。2、电动机功率的选择 工作机所需功率为： Fv PdkW 传动装置的总效率为： nn n3 n n

4、 n =1 J 245 由设计书表2-3确定各部分效率： V带传动效率 n 1= 0.96 深沟球轴承效率(一对)n 2= 0.99 一级闭式圆柱齿轮传动效率(油润滑)n 3 = 0.97 ; 联轴器效率n 4= 0.99 ; 传动滚筒效率 n 5= 0.96。 传动装置的总效率为： H =叫=0.96 x0.993 x 0.97x0.99x0.96 = 0.859 工作机所需功率为： Fv120017 R kW . = 2.376kW 1000口1000 汉 0.859 工作时载荷平稳，选择电动机容量时应保证电动机额定功率Fed等于或稍大 于工作机所需的电动机功率 Fd，即Ped兰Fd。故由

5、设计书表17-1选电动机 额定功率Ped = 3kW。 3、电动机转速的选择 设？?为V带传动传动比，设？?为一级闭式圆柱齿轮传动比。滚筒轴工作 转速 60000v60000 汉1.7“. nw -一-120.25r / min。 兀 D3.14X270 由设计书表2-1得到?在 2到4之间，?在 1到5之间。则其总传动比 在4到20之间。由此可得，?在 481r/min至U 2405r/min 之间。符合这一 范围的同步转速有 750r/min , 1000r/min , 1500r/min 。 现以三种转速方案进行比较。 -0.859 Fd -2.376kw Ped = 3kW nw =

6、120.25r / min Y 132S- 6 ?d =3kW ?m -960r/min 万案 电动机型 号 额定功 率 ?d /kW 电动机转速 n(r/mi n) 电机质 量(kg) 总传动 比la 同步转 速 满载转 速 1 Y100?-4 3 1500 1430 38 12 2 Y132S-6 3 1000 960 63 8 3 Y132M-8 3 750 710 79 6 现选定电动机型号为Y 132S-6。电动机额定功率，满载功率？?d-3kW转速。 转速?m -960r/min。 由表17-3可查得Y 132S- 6主要外形及安装尺寸如下： ia =8 五、传动系统运动的动力参数

7、的计算 0轴（电动机轴）： Po=Pd=3kW no=n=960r/m in ?3 To=955O ”=9550=29.84N m ?0960 1轴（高速轴） Pi =Po=3 0.96=2.88kw 1 ni =n o/i oi = 960 =384r/ min 2.5 F0=3kW n0=960r/mi n To=29.84N m =9550 2.88 ?0=9550二=7i.63N 384 2轴（低速轴） P2=Pi 12=2880.99 0.97=2.77kw ?384 n2=?iV 3.2 =120r/min ?7 2.77 T2=9550 ? =9550恢=220.45N m R=

8、 2.88kw n1 =384r/mi n T1=71.63N -m 3轴（滚筒轴） p3=p2 23=2.770.99 0.99=2.71kw n3= ?=120r/min F2=2.77kw n2=120r/min T2=220.45N m ?y 2.71 T3=9550 “=9550 一=215.67N m ? ?120 F3=2.71kw 中心 高 H 外形尺寸 L 汇（ACf2 + AD 其 HD 底脚安装 Ax B 地 脚 螺 栓 直 径 K 轴伸尺寸 DxE 装键部 位 f y 112 475x345x315 216X140 12 38 X 80 10X 80 四、传动比的选择

9、运输及传动系统的总传动比ia =nd/nw=960/120.25疋8 ?为带传动传动比，为一级闭式圆柱齿轮传动比，取h = 2.5 , i2 = 3.2 , 则 ia=?=8。 轴名 功率P/kW 转矩T /(N m) 转速 n(r min 传动比 i 效率 H 输入 输出 输入 输出 0轴 3 29.84 960 2.5 3.2 1 0.96 0.96 0.98 1轴 2.88 2.85 71.63 70.91 384 2轴 2.77 2.74 220.45 218.25 120 3轴 2.71 2.68 215.67 213.53 120 n3=120r/min T3=215.67N m

10、六. 设计V带 1确定V带型号 电动机功率？?d=3kW 转速？m=960r/min , ia =8 查机械设计基础课本表87得：KA=1.3，则 Pc =Ka Pd -1.3 3 =3.9kW， 又nm=960r/min,根据图确定选取 B型普通V带，查表86,8 8取小带轮直 D1 =90mm nDi nm3.14X100X960 , V25m/s 带速 60100060 1000 大带轮基准直径 D2 二 = 2.5 100 = 250mm、确定中心距： 0.7( D1 D2 : a0 : 2(D1 D2) D1 =100mm 得 245 % 90 于是取 D确定公式内的各计算数值 =1

11、00mm , D2=250mm , ?m =960r/min 5、计算V带的根数Z 由表查得 Po = 0.95KW，由 FT = ( Po+ ?) K 卜 根据？m=960r/min , i =2.5 和 a型 V带，查表得? = 0.11kW , Ka= 0.956 ,Ki = 0.93，所以 R = 0.11 + 0.95 X 0.956 X0.93 = 0.95kW V带根数z = 診=籍=4.11 因此取Z=5. 6、计算作用在带轮轴上的载荷 Fz 由表得 A型V带单位长度质量 q=0.1Kg/m,所以单根V带张紧力 (F0) min = 500 2.5 - K? K? X Z X

12、V 2 Pea + qv 500 X (2.5 - 0.956) X3.9 0.956 X 5 X 5 + 0.1 X 52 3 = 128.5N 对于新安装的v带，初拉力应为1.5 ( F0) min，对于运转后的v带初拉力 因为 1.3 (F0) min 压轴力最小值为 ?1163 (Fp) min = 2z ( F0) min X sin 亍=2 X 5 X 128.5 X sin 1271N Z=5 D1 =100mm D2 =250mm ?m =960r/min (Fp) min = 1171N 七、减速器外传动零件的设计计算 1、选定齿轮类型、精度等级、材料和齿数 (1) 选用斜齿

13、圆柱齿轮传动。 (2) 运输机为一般工作机器，转速不高，故可选用7级精度。 (3) 由表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240HBS二者硬度差为40HBS (4) 选取小齿轮齿数 Z1 = 24，传动比i=2.5，大齿轮齿数Z2 = 77。 初选螺旋角3 =14 2、按齿面接触强度设计 3 2KtT1 1 (ZhZe 由图查得 OH1min = 600MP, a OH2min =550MP ( ) ? d sa 阳 d1t 刑1 KhN 1 oHmin 1 S =0.95 X 600 = 570Mpa 0H2 KHN2 OHmi

14、n 2 =0.93 X 550 = 512Mpa =oHi + oH2 = 2 570 + 512 2= 541MPa 试选载荷系数Kt = 1.6 (5) 计算小齿轮传递的转矩 Z1 = 24 i=3.2 Z2 = 77。 95.5 X105 XR 95.5 X 2.88 X 105/ T1 =-= 7.163 X104N ?mm 1n1384 1 由表查得材料的弹性影响系数Ze = 189.8MPa2 (7)计算应力循环次数 N1 = 60n 1jLh = 60 X 384 X 1 X 2 X 8 X 300 X 10 = 1.106 X109 1.106 X 1098 N2 = = 4.

15、424 X 108 2.5 (9) 由图可得接触疲劳寿命系数 Khn 1 = 0.95 , Knh2 = 0.93 (10) 选取区域系数Zh = 2.433 (11) 由图查得s?1 = 0.78 ,?2 = 0.87，贝U 2? = e?1 + e?2 = 0.78 + 0.87 = 1.65 (12) 由表 10 7 得？d=1 (13) 计算 1) 计算消除轮分度圆直径 d1t，由计算公式得 3 2 X 1.6 X 7.163 X 1044.2 z 189.8 X 2.433 X 37 ( 1 X 1.65 541 2 )=51.025mm 2）计算圆周速度 n 1t n 1 3.14

16、 X384 X 51.025 v = 60 X1000 60 X 1000 1.03m/s 3）计算齿宽b及模数mn b = ?d Xd1t = 1 X 51.02 = 51.02mm d1t cos 3 mnt = 51.02 X cos14 Z1 24 2.06 N1 =1.106 X109 N2 =4.424 X 108 X 24 X tan 14 =1.903 由图可得动载荷系数 h=2.25 mnt =2.25 X2.06=4.64mm b/h= 51.02 = 11 4.64 4）计算纵向重合度 印=0.318 ?dZ1tan 3= 0.318 X 1 5）计算载荷系数k 已知使用

17、系数Ka = 1，根据v=1.03m/s , 7级精度, Kv= 1.05 , Khb = 1.419 , Kf 3 = 1.4,心 a=心。=1.2 故动载荷系数 k = KaKvKh?Kh 3 = 1 X 1.05 X1.2 X 1.419 = 1.64 6)按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径 3 K3 1.64 = d1t= 51.02 x= 51.44mm 1Kt1.6 、丄皆屮来.d1cos B 51.44 x coS4 计算模数 mn = r P-“- 2.08mm Z124 3、按齿根弯曲强度设计 3 2KYpCOS2YFaYsa mn 2 n?d 印Z2 oF (1)计算载荷

18、系数 k - KAKVKFaKF P - 1 x 1.05 X1.2 X1.4 - 1.76 (2 )很据纵向重合度邙-1.903，从图10 28中查得螺旋角影响系数 YP - 0.88 (3) 计算当量齿数 Z124 ZV1 -a 3 -a 3 - 2627 COS P 3COS P 3 Z249 Zv? 3 3 84.29 COS P 3COS P 3 (4) 查取齿形系数 由表 10 5 查得 Yf a - 2.592 , YF血-2.211 (5) 查取应力校正系数 Ys?1 1.596 , Yf?2 1.774 (6) 由表查得小齿轮的弯曲疲劳极限oFE1 - 500MPa ,大齿轮

19、的弯曲强度极 限 OFE2 - 380M Pa (7) 由图查取弯曲疲劳寿命系数 Kfn 1 - 0.85, Kfn2 - 0.88 (8) 计算弯曲疲劳需用应力 取弯曲疲劳女全系数S-1.4，由式得 Kfn 1 oe10.85 x 500 oF 1 - - 303.57MPa 1S1.4 Kfn2 oe20.88 x 380 oF 2 - 238.86MPa S1.4 (9) 计算大、小齿轮的并加以比较 1 YFa1 YSa12.592 x 1.596 -0.01363 oF1303.57 YFa2 YSa2 2.211 x 1.774 0.01642 oF2238.86 大齿轮的大 (10

20、)设计计算 3 2 X 1.47 X 0.88 X 7.946 X 104 X cos14 mn 2X 0.01259 = 1.55 0.8 X 24 2 X 1.54 mn = 1.5 对比计算结果，有齿面接触疲劳计算的法面模数等于由齿根弯曲疲劳强 度计算的发面模数，取 mn = 1.5mm。已可以满足弯曲强度，但为了同时满 足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度得到的分度圆直径d1 = 51.44mm来计 算应有的齿数。 十冃 rd1 cos B 51.44 X coS4 于是有 Z1 = -1一B = = 33.27 mn1.5 取Z1 = 33，则 Z2 = iZ1 = 3.2 X 33 =

21、 105.6，取 Z2 = 106 (11)几何尺寸计算 计算中心距 (Z1+Z2)mn 2cos B 33 + 106 X1.5 _ 2 X cos14 107.44mm 将中心距圆整为107mm 1)按中心距修正螺旋角 (Z1+z2) m B = arccos 丸=arccos 33+ 106 X1.5 2X107 =13.02 因B值改变不多，故 参数&?, K Zh做修正。 2)计算大小齿轮的分度圆直径 Zmn d1 = cos B 33 X 1.5 cos13.02 =50.81mm Z2mn106 X 1.5 d2 = = 163.20mm cos B cos13.02 3)计算齿

22、轮宽度 b = ?dd1 = 1 X 50.81 = 50.81mm 圆整为 B2 = 50mm , B1 = 55mm 八、初步计算轴径、选择滚动轴承及联轴器 ZV1 = 33 Zv2 = 106 a = 107mm mn = 1.5 d1 =50.81mm d2 =163.20mm B2 = 50mm B1 = 55mm 1、轴 45 号钢 C=112 按扭矩初步计算轴的直径 d dmin - C 3 P1 轴1 ：高速轴最小轴径 d1 A1= 112 X n1 2 88 38T= 2192mm 有键槽增大5%d1 23.2 低速轴最小轴径 3 d2 A： 戈=112 x3 2.77 =

23、31.89mm n2120 有键槽增大5% 查联轴器型号 d2 34 T2 = 71.63N ?m, Tca2 = 1.5T2 = 107.45N ?m 查标准，得d2 = 35mm，轴长L = 60mm，联轴器型号为 LT5 大齿轮搅油速度v = : n d = 60 120 60X1000 X 3.14 X 163.20 = 1.02m/s 2m/s 所以采用脂润滑 (2) v理= 1.70m/s，实际传动比 i= 2.5 X 163.20 50.81 8.03 d1min =24mm d2min =34mm L = 60mm LT5 i = 8 滚筒轴速n4 = n = 119.6r i

24、 min 滚筒实际转速 v= 20 n D= 60笛9000 X 3.14 X270 = 1.69m/s v理-V1.69 - 1.7 v 5% v = = = 0.6% 5% v 理1.7 满足设计要求。 2由上知联轴器选用为： 低速轴联轴器型号为LT5 3、滚动轴承 (1) 轴承的选择 高速轴和低速轴和滚动轴都选用角接触轴承，因为角接触轴承能够同时承 受轴向和径向载荷，比较保险，比较稳定，故选择角接触轴承。 (2) 轴承组合的设计 LT6 因支撑跨距不大，采用两端固定式轴承组合方式。 (3) 具体选择 高速轴选用7007AC轴承，低速轴选用 7009AC轴承。轴承选用脂润滑。 九、减速器高

25、速轴的结构设计及强度校核 1、高速轴结构设计 (1)输入轴上的功率 P1转速下和转矩n1为： P1 =2.88kwT1 =71.63kw n1 =384r/min I所选轴承 7007AC 7009AC 2)求作用在齿轮上的力： 高速轴分度圆直径为d1=50mm 3) 确定轴的最小直径 先按式(15-2 )初步估算轴的最小直径，选轴材料为45钢，调制处理，齿 面淬火。由表 15-3，取 A。= 120，得到：dimin = 21.92mm 输入轴的最小直径是与皮带轮相连接的直径，其上有一键槽： d1min =24mm 4) 轴的结构设计： (1) 拟定轴上零件的装配方案 装配的方案如图所示：

26、(2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。 (a) 输入轴端要接皮带轮，I n右端需制出一定位轴肩，故取n 川段的直径 d=30mm川W上要装轴承需要一非定位轴肩，故取 d=35mm W V轴肩为轴承定位，故d=42mm V W为齿轮， d亚皿=42mm两端轴承一样，d皿冋=35mm (b) In间要与皮带轮结合，根据B型v带宽度，取LIn =70mm 由公式t=l1+l2+ (58)得到箱体内壁至轴承座端面长度为 L=48mm 齿轮轴两端均用 7007AC轴承，且轴承端面距箱体内壁取 11mm则 端盖总厚度为18mm取n川段长度L n皿=25mm 齿轮轴齿轮端面距箱体内壁距离大于S,

27、 取之为1.5 S =12mm则L WV = 10mm齿轮轴另一端与之对称取， LWV = 10mm川W与四忸间要放轴承，取其宽度等于轴承宽度。 即Lm可=L皿呱=30mm (c) 轴上零件的周向定位。 皮带轮的周向定位用平键连接，按d In由表6-1得平键截 面b x h=8mn 7mm键槽用键槽铁刀加工，长63,带轮与轴的配合为 H6。 (d) 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表15-2，取轴端倒角为1*45，各轴肩处的圆角见零件图。 (5).求轴上的载荷 由图1可得轴计算简图，其中l1=103.5mmI2=59mm I3=59mm 血別就6 J4G53 tSN mm Fr=W53N Ft =

28、 2.88kN Fr = 1.09KN Fa = 0.78KN FNV1 = FNV2 =0.545KN FNH 1 = FNH 2 =1.44KN 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，将c处的MH, Mv及M列下表。 载荷水平面H垂直面v 2T 2 X 71.63 Ft = = = 2.87kN d50 Fttan ?2.87 X tan20 Fr = = = 1.07KN cos 3cos13.02 Fa = Fttan 3= 2.87 Xtan 13.02 0.664KN 支承反力 Fnv1 = Fnv2 = $Fr = 1 X 1.07 = 0.535KN

29、 1 1 Fnh1 = Fnh2 = 2 Ft = 2 X 2.87 = 1.435KN 弯矩 MH =75923 N ?mmM V=27640N*mm 总弯矩 M=Mh2 + Mv2 =88524N*mm (6)按弯矩合成应力校核轴的强度 扭矩切应力为脉动循环切应力取a =0.6 Mh2+M v2 轴的计算应力 z =W=9.44Mpa 材料为45钢，调质处理。 由表 15-1 查的 Z-1 =60Mpa Z ca d p故安全。 低速轴设计 1 .已知低速轴传递功率及转速 P2=2.77KN n 2=120r/mi n 2. 确定轴的最小直径 3 P2 d2mi n =A0 其上有键槽，故

30、d2min =34mm 轴端需联轴器，查表得轴孔为35mm故d2min =35mm n 川处需要联轴器定位，故 dn皿=42mm 川W要求安装轴承，需要一非定位轴肩，以便安装， 故d皿卬=45mm IV要安装大齿轮，需要一非定位轴肩，以便安装， 故d V v =48mm 大齿轮左端要用套筒定位，右端用定位轴肩定位， 故 d v 刑=55mm d可皿冋d皿 v故d可皿=45mm 3. 确定各段长度 查手册可知I川处联轴器轴孔长 60mm故L n =60mm 轴承距离箱体内壁为 14mm轴承厚16mm故透盖总厚度为18mm 取Ln 皿=25mm 大齿轮端面距箱体内壁为14.5mm,故取L皿 V =

31、45mm VV段装大齿轮，为防止套筒与轴肩和齿轮端面同时接触， 取 L V v =48mm VW处轴肩定位，取长度 L v亚=10mm W四处与川V相似，取L亚皿=35mm 4. 轴上零件的周向定位 齿轮，半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接，按LV v由表6-1 查得平键截面b x h=14mm 9mm键槽由键槽铳刀加工，长为40 mm为 保证良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6，同样半联轴 器与轴的连接，选用平键10mnX 8mnx 56mm半联轴器与轴的配合为 H7/r6。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的 公差为k6。 5. 确定轴上圆角与倒角尺寸 参

32、考表15-2，取轴倒角为1.2 x 45，各轴肩圆角半径见装配图。 十.滚动轴承的选择 考虑轴受力较小且主要为径向力，故选用深沟球轴承。 主动轴承根据轴颈值查手册选择7007AC,从动轴承选7009AC 两轴承受径向载荷 Fr = Fr2 +Ft2 = 2.82 2 + 1.053 2 : =3.01KN Fa = 0.651KN Fa0.651 =0.216 10 x 103h 60n p 60 x 384 3.311 寿命符合要求，即选择 7007AC轴承 同理 从动轴轴承寿命，角接触球轴承7009AC,基本额定动载荷为 G=25.8KN fp =1,& =3, 106 c &10625.

33、8 333 Lh = -= x = 65.84 x 103 10 x 10 3h h 60n p 60 x 1203.311 寿命轴承合格 27.07MPa c p 100Mpa 2 62.35MPa c p 100Mpa 3 51.03MPa c p 100Mpa 十一.键的选择及校核 (1)主动轴外伸端d=24mm考虑到键在中部安装，故选 8 x 63GB1096 - 1990 , b=8mm L=63mm h=7mm 选择 45 钢， 其许用挤压应力为100Mpa 4000T 2 x t x 1000 - kid = = 4000 x 71.63 - (7 x 63 x 24) hld

34、=27.07Mpa cr p = 100Mpa 则强度合格 (2)与齿轮连接处 d=48mm考虑键在中部安装， 14 x 40GB1096 - 1900故同一方向母线上选键， b=14mm L=40mm h=9mm选45钢, 其许用应力为Cp=100Mpa 3 2T2 x 1034000 x218.25 Z p2 = _K2L2dr = _8 x 50 x35_= 62.35MPa Z p= 100Mpa 则强度足够，合格。 从动轴外伸端 d=35mm考虑键在中部安装，故选键10 X 50, B=10mm L=50mn, h=8mm选择45钢，其许用挤压应力为 op = 100Mpa , 2T

35、3 X 1034000 X 220.45 Z P3= Zd3 =9 X 40 X 48 = 51.03MPa Z P=100Mpa LT6 十二、联轴器的选择 由于减速器载荷平稳，速度不高，考虑拆装方便及经济问题，选用LT6型联 轴器。 由表 14-1 得 Ka =1.3 , Tea = Ka X T = 283.476( N ?m )选用 TL6 型 (GB/T4323 - 2003 )凸缘联轴器公称尺寸转矩Tn=400 ( N ?m ) Tca 12m/s时,采用喷油润滑。齿轮的圆周速度 n nd2 v= = .99m/s12m/s 故采用浸油润滑。 对于圆柱齿轮，通常取浸油深度为一个齿高

36、，浸油深度不超过其分度圆 半径的1/3。为避免传动零件传动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成齿 面磨损，应使大齿轮齿顶圆距油齿底面的距离不小于30-50mm取50 mm。 为保证润滑及散热的需要，减速器内应有足够的油量。单级减速器每传递 1kW的功率， 需油量为 V0 =0.350.7L。 因为最大功率是2.08kW,所以取油量是 0.7至y 1.4L ,应使油池容积 V _V0，油池容积越大则润滑油的性能维持越久。箱体内壁到大齿轮齿根 圆的尺寸是：72 X 220 X50 mm,所以装油量是 V= 0.792L，满足要求。 2、确定轴承的润滑方法 大齿轮搅油速度 n120 v =nd =X3.14 X 163.2 = 1.02m/s2m/s 6060 故采用脂润滑。 3、箱体 为保证密封，箱体剖分面处的联接凸缘应有足够的宽度，联接螺栓的间距亦 不应过大，以保证足够的压紧力。为保证轴承座孔的精度，剖分面间不能加 垫片，可以选择在剖分面上制处回油沟，使渗出的油可沿回油沟的斜槽流回