蚌埠学院机械设计课程设计说明书最新版

1、课 程 设 计 课程名称机械设计基础题目名称一级直齿圆柱齿轮减速器专业班级*学生姓名*学 号*指导教师何老师 张老师二一四年一月三日目 录课程设计任务书.3一、传动方案拟定.6二、电动机的选择.7三、确定传动装置总传动比及分配各级的传动比.8四、计算传动装置各轴的运动和动力参数.8五、V带的设计.10六、齿轮传动的设计.11七、传动轴的设计.14八、滚动轴承的设计.22九、联轴器的设计.23十、键联接的选择及校核计算.23十一、润滑和密封的设计.24十二、箱体的设计.24设计小结.26参考文献.27机械设计基础课程设计任务书  一、设计题目： 带式输送机传动装置中的一级圆柱

2、齿轮减速器试按下列的运动简图、工作条件和原始数据，设计一带式输送机的传动装置。1、运动简图1、电动机； 2、三角带动；3、减速器；4、联轴器； 5、传动滚筒； 6、运输平皮带2、工作条件 输送机连续工作，单向运转，载荷变化不大，空载起动，二班制，使用期限10年（每年工作日300天），两班制工作，输送带速度容许误差为±5%。3、原始数据已  知  条  件题              &#

3、160;  号12345678输送带拉力F N800 850 9009501150900800950输送带速度v m/s1.51.61.71.51.62.522滚筒直径D mm250260270240260400350400二、课程设计的目的本课程设计运用所学的制图、机械制造基础、机械设计基础的知识进行一次较全面的设计能力的训练，其基本目的是：1、培养学生利用所学知识，解决工程实际问题的能力。2、培养学生掌握一般机械传动装置、机械零件的设计方法及设计步骤。3、达到对学生进行基本技能的训练，例如：计算、绘图、熟悉和运用设计资料（手册、标准、图册和规范等）的

4、能力。三、要求   要求每位学生在设计过程中，充分发挥自己的独立工作能力及创造能力，对每个问题都应进行分析、比较，并提出自己的见解，反对盲从，杜绝抄袭。在设计过程中必须做到：（1）随时复习教科书、听课笔记及习题；（2）做好准备工作，充分发挥自己的主观能动性和创造性，及时查阅相关资料；（3）认真计算和制图，保证计算正确和图纸质量；（4）按预定计划循序完成任务。四、设计内容1、电动机的选择及运动参数的计算；2、V带的传动设计；3、齿轮传动的设计；4、轴的设计；5、滚动轴承的选择（低速轴）；6、键的选择计算（低速轴）；7、联轴器的选择；8、润滑油及润滑方式的选择；9、绘制零件的工

5、作图和装配图（用AutoCAD绘制）（1）绘制零件的工作图大小齿轮的零件图 高速轴的零件图注：零件的工作图包括：(1)尺寸的标注；(2)公差；(3)精度；(4)技术要求（2）减速器的装配图（高速轴可以画成齿轮轴）   装配图包括：（1）尺寸标注（2）技术要求及特性（3）零件编号 (4)编写零件明细表、标题栏。10、编写设计说明书（1） 目录；（2） 设计题目：原始数据及工作条件，传动装置简图；（3） 设计计算：要有详细的设计步骤及演算过程；（4） 对设计后的评价；（5） 参考文献资料。五、设计工作要求 （1）、设计说明书1份   &#

6、160;       （2）、减速器装配图1张    （3）、减速器零件图3张六、进度安排按教学计划规定，机械设计基础课程设计总学时数为2周，设计进度及时间大致分配如下：序号 设计内容 天数（约占比例） 1 设计准备 0.5 2 传动装置的总体设计 13 各级传动的主体设计 24 减速器装配图的绘制 4 5 零件工作图绘制 1 6 编写课程设计说明书 1.5 一、传动方案拟定设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器、工作条件：输送机连续工作，单向运转，载荷变化不大，空载起动，二班制，使用期限

7、10年（每年工作日300天），两班制工作，输送带速度容许误差为±5%。、原始数据：滚筒圆周力F=90 N；带速V=2.5 m/s；滚筒直径D=400 m；方案拟定：采用带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。 运动简图（图1-1） 图1-1 运动简图1、电动机； 3、减速器； 5、传动滚筒；2、三角带动； 4、联轴器； 6、运输平皮带； 二、电动机选择1、电动机类型和结构的选择：选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护

8、方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。 2、电动机容量选择：电动机所需工作功率为：式（1）：dw/a KW 由式(2)：wV/1000 KW 因此d =FV/1000a KW 由电动机至运输带的传动总效率为：总=×22×××5式中：1、2、3、4、5分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。由表9.11取=0.96，20.98，3=0.97 4=0.99，5=0.96 则： 总=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96=0.85所以：电机所需的工作功率： Pd = FV/

9、1000总 =(900×2.5)/(1000×0.85) =2.7 KW 3、确定电动机转速 卷筒工作转速为： n卷筒60×1000·V/（·D） =(60×1000×2.5)/（400·） =119.4r/min根据表2.12推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围1=3。取带传动比1= 。则总传动比理论范围为：a。故电动机转速的可选范为 N =I a×n卷筒 =(1624)×119.4 =716.42865.6 r/min则符合这一范围的同步转速有：750、1000和1500

10、r/min根据容量和转速，由表14.12查出三种适用的电动机型号见表2-1：表2-1 电动机型号方案电 动机 型号额定功率电动机转速(r/min)电动机重量N参考价格传动装置传动比同步转速满载转速总传动比V带传动减速器1Y132S-45.515001440650120018.63.55.322Y132M2-65.51000960800150012.422.84.443Y160M2-85.5750720124021009.312.53.72综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器传动比，可见第2方案比较适合此选定电动机型号为Y132M2-6，三、确定传动装置的总传动比和分配级传

11、动比： 由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n1、可得传动装置总传动比为： ia = nm/n= nm/n卷筒=960/119.4=8总传动比等于各传动比的乘积分配传动装置传动比ia=i0×i （式中i0、i分别为带传动比和减速器的传动比） 2、分配各级传动装置传动比： 根据表2.12，取i0=2.8（普通V带 i=24）因为：iai0×i所以：iia/i08/2.82.86四、计算传动装置各轴的运动和动力参数：将传动装置各轴由高速至低速依次定为轴，轴，.以及i0,i1，.为相邻两轴间的传动比01，12，.为相邻两轴的传动效率P，P，.为各轴的输入功率 KWT，T，

12、.为各轴的输入转矩 N·mn,n,.为各轴的输入转数 r/min1、 运动参数及动力参数的计算 （1）计算各轴的转数： 轴：n=nm/ i0=960/2.8=342.86 r/min轴：n= n/ i1 =342.86/2.86=120 r/min 卷筒轴：n= n（2）计算各轴的功率：轴： P=Pd×01 =Pd×1=2.7×0.96=2.59（KW）轴： P= P×12= P×2×3 =2.59×0.98×0.97 =2.46 KW卷筒轴： P= P×23= P×2×4

13、=2.46×0.98×0.99=2.39 KW计算各轴的输入转矩：电动机轴输出转矩为： Td=9550·Pd/nm=9550×2.7/960=26.86 N·m轴： T= Td×i0×01= Td×i0×1=26.86×2.8×0.96=72.20 N·m 轴： T= T×i1×12= T×i1×2×4 =72.20×2.86×0.98×0.99=200.34 N·m卷筒轴输入轴转矩：T

14、 = T×2×4 =200.34×0.98×0.99 =194.37 N·m计算各轴的输出功率：由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：故：P=P×轴承=2.59×0.98=2.54 KWP= P×轴承=2.46×0.98=2.41 KW计算各轴的输出转矩：由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：则：T= T×轴承=72.20×0.98=70.76 N·mT= T×轴承 =200.34×0.98=196.33 N·m五、V带的设计（1）选

15、择普通V带型号由Pca=KA×P=1.3×2.7=3.51 KW查图8-111知可选V带带型为A型（2）确定带轮的基准直径，并验算带速： 则取小带轮 d1=100mm d2=id1 =2.8×100=280mm由表8-91取d2=280mm带速验算： V =n1×d1×/（1000×60）=960×100·/（1000×60） =5.024 m/s 介于530m/s范围内，故合适 （3）确定基准长度和中心距a： 0.7×（d1+d2）a02×（d1+d2） 0.7×（100+

16、274）a02×（100+274） 262.08 a0748.8 初定中心距a0=500 ，则基准长度为 L0 =2×a0+×（d1+d2）/2+（d2-d1）2/(4×a0) =2×500+×（100+280）/2+（280-100）2/(4×500) =1613.1 mm 由表8-21选用基准长度Ld=1640 mm实际中心距： a=a0+(Ld-L0)/2=500+(1640-1613.1)/2=513.45 mm（4）验算小带轮上的包角1 1=180-(d2-d1)×57.3/a =180-(280-100

17、)×57.3/513.45=159.9>120 合适（5）确定带的根数 Z=Pca/（(P0+P0)·KL·K） =3.51/（0.95+0.11）×0.99×0.95） = 3.52 故要取4根A型V带（6）计算轴上-的压力 由式8-271的初拉力公式有 F0=500·Pca·（2.5-K）/z·Kv+qv2 =500×3.51×（2.5-0.95）/（4×0.95×5.02）+0.105×5.022 =145.25 N 由课本8-311得作用在轴上的压力

18、Fp =2×z×F0×sin(/2) =2×4×145.25×sin(155.01/2)=1142.54 N六、齿轮传动的设计：(1)选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮的材料为45号钢调质，齿面硬度为250HBS，大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为200HBS。齿轮精度初选8级(2)初选主要参数 Z1=25，u=3.4 Z2=Z1·u=25×3.4=85（3）按齿面接触疲劳强度计算 计算小齿轮分度圆直径 1)确定各参数值载荷系数 取K=1.2小齿轮名义转矩T1=9.

19、55×106×P/n1=9.55×106×2.59/342.86 =7.2×104 N·mm 齿宽系数 材料弹性影响系数 区域系数重合度系数t =1.88-3.2×（1/Z1+1/Z2） =1.88-3.2×（1/20+1/90）=1.69 Z=由图10-25d1查得小齿轮和大齿轮的齿面接触疲劳强度极限为 计算应力循环次数=，由图10-231取接触疲劳寿命系数, 取失效概率为1，安全系数S=1，由式可得 取两式计算中的较小值，即H=520.8Mpa2）计算 = =55.97 mm计算圆周速度=2.81m/s 计算齿

20、宽bb=1计算纵向重合度3）计算载荷系数K已知使用系数,根据V=2.81m/s,8级精度。由图10-81查得动载荷系数2由表10-41查得由图10-131查得由表10-31查得,故载荷系数K=4）按实际的载荷系数核正所算得分度圆直径，计算模数 取标准模数值 m=3（4） 按齿根弯曲疲劳强度校核计算 小轮分度圆直径d1=m×Z=3×25=75mm 齿轮啮合宽度b=×d1 =1.0×75=75mm由图10-231取接触疲劳寿命系数, 复合齿轮系数 YFS1=4.38 YFS2=3.95 重合度系数Y=0.25+0.75/t =0.25+0.75/1.69=0

21、.6938由图10-25d1查得小齿轮和大齿轮的齿根接触疲劳强度极限为 Flim1=245MPa Flim2=220Mpa取弯曲疲劳安全系数S=1.25 则 计算大小齿轮的并进行比较 <取较大值代入公式进行计算 则有=28.3<F2故满足齿根弯曲疲劳强度要求(5)几何尺寸计算1)计算中心距2)主要几何尺寸 取，则取七、传动轴的设计轴的设计1 输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1:P1 =2.59KW n1 =342.86 r/min T1 = 72.20 N·m2 求作用在齿轮上的力: 已知小齿轮的分度圆直径为:d1 = 55.97mm 则:Ft = = 2×

22、72.20×1000/55.97 = 2580N Fr = Ft×tanat = 2580× tan 200 =939 N3 初步确定轴的最小直径: 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据参表15-33，取A0 = 112，得：dmin = A0× = 21.98mm 显然，输入轴的最小直径是安装大带轮处的轴径，由于安装键将轴径增大4%，故选取:d12 = 22.87 mm。带轮的宽度：B = (4-1)×e+2×f = (3-1)×18+2×8 = 34 mm，为保证大带轮定位可靠取：l12

23、= 32 mm。大带轮右端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为:d23 = 26 mm。大带轮右端距箱体壁距离为20，取:l23 = 35 mm。4 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度: 初选轴承的类型及型号。为能顺利地在轴端III-IV、VII-VIII上安装轴承，其段满足轴承内径标准，故取:d34 = d78 = 30 mm；因轴只受径载荷作用，查轴承样本选用：6206型深沟球轴承，其尺寸为:d×D×T = 30×62×16 mm，轴承右端采用挡油环定位，由轴承样本查得：6206。型轴承的定位轴肩高度：h = 3 mm，故取：d45 = d6

24、7 = 36 mm，取：l45 = l67 = 5 mm。 齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。由于:d12d56 ，所以小齿轮应该和输入轴制成一体，所以:l56 = 68 mm；则:l34 = T+s+a-l45 = 16+8+11-5 = 30 mml78 = T+s+a-l67 = 16+8+11+2-5 = 32 mm5 轴的受力分析和校核:1）作轴的计算简图（图7-1a）: 根据6208沟球轴承查表12-13得T = 16 mm 带轮中点距左支点距离L1 = (34/2+35+16/2)mm = 60 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = (68/2+30+5-16/2)mm = 6

25、1 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = (68/2+5+32-16/2)mm = 63 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（图7-1b）：FNH1 = = 548.4NFNH2 = = 531 N垂直面支反力（图7-1d）：FNV1 = = -724.9NFNV2 = = 494.7 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 548.4×61 N·mm = 33452 N·mm截面A处的垂直弯矩：MV0 = FQL1 = 623.7×60 N·mm = 37422 N·mm截面C处的垂直弯矩：M

26、V1 = FNV1L2 = -724.9×61 N·mm = -44218.9 N·mmMV2 = FNV2L3 = 494.7×63 N·mm =31166.1 N·mm分别作水平面弯矩图（图7-1c）和垂直面弯矩图（图7-1e）。截面C处的合成弯矩：M1 = = 65911 N·mmM2 = = 67337 N·mm作合成弯矩图（图7-1f）。4）作转矩图（图7-1g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度： 通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小

27、的截面）进行强度校核。根据公式14-41，取a = 0.6，则有：sca = = = MPa = 3 MPas-1 = 60 MPa 故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图(图7-1)I图7-1 轴I的弯扭受力图II轴的设计1 求输出轴上的功率P2、转速n2和转矩T2：P2 =2.46 KW n2 = 120 r/min T2 =200.34 N·m2 求作用在齿轮上的力: 已知大齿轮的分度圆直径为:d2 = 280 mm则:Ft = = 2×200.34×1000/280 = 1431NFr = Ft×

28、tanat = 1431× tan 200 = 520.8N3 初步确定轴的最小直径: 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据表15-31，取:A0 = 112，得:dmin = A0× = 30.65mm 由于键槽将轴径增大4%，选取联轴器型号为:LT7型，其尺寸为：内孔直径40 mm，轴孔长度84 mm，则：d12 = 40 mm，为保证联轴器定位可靠取：l12 = 82 mm。半联轴器右端采用轴端挡圈定位，按轴径选用轴端挡圈直径为：D = 50 mm，左端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为：d23 = 45 mm。4 根据轴向定位的要求确定轴的

29、各段直径和长度： 初选轴承的类型及型号。为能顺利地在轴端III-IV、VI-VII上安装轴承，其段满足轴承内径标准，故取：d34 = d67 = 50 mm；因轴只受径载荷作用，查轴承样本选用:6210型深沟球子轴承，其尺寸为：d×D×T = 50mm×90mm×20mm。轴承端盖的总宽度为：20 mm，取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离为：l = 20 mm，l23 = 35 mm。 齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。取大齿轮的内径为：d2 = 58 mm，所以：d45 = 58 mm，为使齿轮定位可靠取：l45 = 61 mm，齿轮右端采用轴肩

30、定位，轴肩高度：h 0.07d = 0.07×58 = 4.06 mm，轴肩宽度：b 1.4h = 1.4×4.06 = 0 mm，所以：d56 = 67 mm，l56 = 6 mm；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，则：l34 = T+s+a+2.5+2 = 20+8+11+2.5+2 = 43.5 mml67 = 2+T+s+a+2.5-l56 = 2+20+8+11+2.5-6=37.5 mm5 轴的受力分析和校核:1）作轴的计算简图（图7-2a）: 根据6210深沟球轴承查12-13得T= 20 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = (63/2-2+43.5+61-2

31、0/2)mm = 124 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = (63/2+6+37.5-20/2)mm = 65 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（图7-2b）：FNH1 = = 1180.8*65/(124+65) = 406.1 NFNH2 = = 1180.8*124/(124+65) = 774.7 N垂直面支反力（图7-2d）：FNV1 = = 210.8 NFNV2 = = 402.2 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 406.1×124 N·mm = 50356.4 N·mm截面C处的垂直弯矩：MV

32、= FNV1L2 = 210.8×124 N·mm = 26139 N·mm分别作水平面弯矩图（图7-2c）和垂直面弯矩图（图7-2e）。截面C处的合成弯矩：M = = 76430 N·mm作合成弯矩图（图7-2f）。4）作转矩图（图7-2g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度： 通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式14-41， 取a = 0.6，则有：sca = = = MPa = 7.6 MPas-1 = 60 MPa故设计的轴有足够的强度，并有一定的

33、裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图（图7-2）图7-2 轴II的弯扭受力图八、滚动轴承的设计根据条件，轴承预计寿命Lh=10×300×8×2=48000小时1.输入轴的轴承设计计算（1）初步计算当量动载荷P 因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=900N（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值 （3）选择轴承型号查表13-51，选择6208轴承 Cr=29.5KN由式13-51有预期寿命足够故此轴承合格2.输出轴的轴承设计计算（1）初步计算当量动载荷P因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=1369.61N（2

34、）求轴承应有的径向基本额定载荷值 （3）选择轴承型号查表13-51，选择6211轴承 Cr=43.2KN由式13-51有预期寿命足够故此轴承合格九、联轴器的设计（1）类型选择 由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用弹性柱销联。 （2）载荷计算计算转矩 Tca = KAT2 = 1.2×200.34= 240.4 Nm，其中KA为工况系数，查表14-11，由于转矩变化很小，故取:KA = 1.2（3）型号选择根据Tca，轴径d，轴的转速n， 查标准GB/T 50142003，选用LT6型弹性柱销联，其许用转矩T=250Nm, 许用最大转速n=3800r/m

35、,轴颈为3242之间，故符合要求十、键联接的选择及校核计算1 输入轴键计算： 校核大带轮处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 6mm×6mm×28mm，接触长度:l' = 28-6 = 22 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hl'dsF = 0.25×6×22×21×120/1000 = 83.2 N·mTT1，故键满足强度要求。2 输出轴键计算：(1) 校核大齿轮处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 16mm×

36、10mm×50mm，接触长度: l' = 50-16 = mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hl'dsF = 0.25×10×34×58×120/1000 = 591.6 N·mTT2，故键满足强度要求。(2) 校核联轴器处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 12mm×8mm×70mm，接触长度:l' = 70-12 = 58 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hl'dsF = 0.25×8×58&#

37、215;40×120/1000 = 556.8 N·mTT2，故键满足强度要求。十一、密封和润滑的设计1.密封 由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。2润滑(1) 对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度v< 12m/s,采用浸油润滑，因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面的距离H不应小于3050mm。对于单级减速器，浸油深度为一个

38、齿全高，这样就可以决定所需油量，单级传动,每传递1KW需油量V0=0.350.7m3。(2) 对于滚动轴承来说，由于传动件的速度不高，且难以经常供油，所以选用润滑脂润滑。这样不仅密封简单，不宜流失，同时也能形成将滑动表面完全分开的一层薄膜。十二、箱体结构设计(1) 窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。(2) 放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。(3)油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已

39、定为国家标准件。(4)通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。(5)启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。(6)定位销 为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。(7)调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。(8)环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。(9)密封装置 在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。箱体结构尺寸选择如下:代号 名称 计算与说明 结果 d 箱体壁厚 d = 0.