展开式斜齿圆柱齿轮减速器设计实施方案说明书(西安交大)

1、个人收集整理仅供参考学习 机械设计课程设计 说明书 学院：化学化工学院 班级：过控1101 姓名： 教师： 一、设计数据及要求3b5E2RGbCAP 1. 工作机有效功率3PlEanqFDPw 2. 查各零件传动效率值4DXDiTa9E3d 3. 电动机输出功率4RTCrpUDGiT 4. 工作机转速45PCzVD7HxA 5. 选择电动机4jLBHrnAILg 6. 理论总传动比4xHAQX74J0X 7. 传动比分配5LDAYtRyKfE 8. 各轴转速 5Zzz6ZB2Ltk 9. 各轴输入功率：5dvzfvkwMI1 10. 电机输出转矩：5rqyn14ZNXI 11. 各 轴地转矩

2、5EmxvxOtOco 12. 误差 6SixE2yXPq5 三、选择齿轮材料，热处理方式和精度等级66ewMyirQFL 四、齿轮传动校核计算6kavU42VRUs （一）、高速级 6y6v3ALoS89 （二）、低速级 10M2ub6vSTnP 五、初算轴径140YujCfmUCw 六、 校核轴及键地强度和轴承寿命：15eUts8ZQVRd （一）、中间轴 15sQsAEJkW5T （二）、输入轴 21GMsIasNXkA （三）、输出轴 25TIrRGchYzg 七、选择联轴器297EqZcWLZNX 1 / 32 个人收集整理仅供参考学习 八、润滑方式29lzq7IGfO2E 九、减速

3、器附件：30zvpgeqJ1hk 十一、参考文献30NrpoJac3v1 、设计数据及要求 F=2500Nd=260mmv=1.0m/s 机器年产量：大批；机器工作环境：清洁_ 机器载荷特性：平稳；机器地最短工作年限：五年二班; 传动装置慟图 二、确定各轴功率、转矩及电机型号 1. 工作机有效功率 Pw = F v = 2500 1 =2.5Kw 2. 查各零件传动效率值 联轴器（弹性） “0.99，轴承2 =0.99，齿轮3 =0.97滚筒4 = 0.96 故：=； ： 24 =0.992 0.994 0.972 0.96 = 0.85405 3. 电动机输出功率 巳 匚2.94KW 0.8

4、5405 4. 工作机转速 60 1000v 二 d 60 1000 3.14 260 =73.46r / min 960 # / 32 电动机转速地可选范围： nd 二 nw i = 73.46 （840） = 5872938r/ min 取 1000 5. 选择电动机 选电动机型号为 Y132S 6，同步转速1000r/min，满载转速960r/min，额定功率3Kw 电动机外形尺寸 中心 高H 外形尺寸 x （b2 /2 +bj x h 底脚安装 尺寸 AX B 底脚螺栓 直径 K 轴伸 尺寸 D X E 建联接部 分尺寸 FX CD 132 475 135/2 +210）江315 21

5、6X140 12 38 X 80 10X 8 6. 理论总传动比 = 13.07 73.46 个人收集整理仅供参考学习 7. 传动比分配 取h = 1.4i n 又i g =i 总故 h = 4.263,订=3.066 8. 各轴转速 nid = 960r / min ni960n 225.194 n225.194r/min n皿73.45r / min ii4.263in 3.066 9. 各轴输入功率： Pi 二 Pd , =2.94 0.99 = 2.9106Kw Pn = R 23 =2.9106 0.99 0.97 = 2.7950Kw P皿二 Pn 2 3 =2.7950 0.99

6、 0.97 = 2.6840Kw Pzv = Pmi =2.6840 0.99 = 2.6306KW 10. 电机输出转矩： 6 Fd6 2.940 Td =9.55 106- =9.55 10629246.875N mm nd960 11. 各轴地转矩 Ti = Td=29246.875 0.99 =28954.406N mm Tn = T23 i = 28954.406 0.99 0.97 4.263 =118949.432N mm T皿二G 2 3 in = 118948.432 0.99 0.97 3.066 = 348963.911 N mm Tv =Tm, =348963911 0

7、.99 = 345474.272N mm T带二Tv4 3 = 345474.272 0.96 0.99 = 328338.748N mm 12.误差 9 / 32 100% =1.02% 328338.748-2500 130 2500 x 130 带式传动装置地运动和动力参数 轴名 功率P/ Kw 转矩T/ Nmm 转速n/ r/min 传动比i 效率n / % 电机轴 2.940 29246.875 960 1 99 I轴 2.9106 28954.406 960 4.263 96 n轴 2.7950 118949.432 225.40 3.066 96 川轴 2.6840 348963

8、.911 73.46 v轴 2.6306 345474.272 73.46 1 98 三、选择齿轮材料，热处理方式和精度等级 45#钢，表面淬火，齿面硬度为40 考虑到齿轮所传递地功率不大，故小齿轮选用 55HRC，齿轮均为硬齿面，闭式 .1nowfTG4KI 选用8级精度. 四、齿轮传动校核计算 （一）、高速级 1 .传动主要尺寸 因为齿轮传动形式为闭式硬齿面，故决定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和 尺寸由参考文献1P138公式8.13可得： 2KTiYfYsY . m _ 3，2 X %Zi6f 式中各参数为： (1)小齿轮传递地转矩：T二28954.406N mm (2) 初选乙

9、=19,则 Z2 =iiZi =4.263 19 = 81 式中：z2大齿轮数； ii 高速级齿轮传动比. (3) 由参考文献1 P144表8.6,选取齿宽系数 1 =0.5. (4) 初取螺旋角 2 =12 .由参考文献1P133公式8.1可计算齿轮传动端面重合度： 1 1肚11Q ；-二1.88-3.2() cos .二1.88 3.2 ()cos12 =1.636 Z1Z219 81 由参考文献1 P140图8.21取重合度系数丫=0.72 B- 由式 8.2 得；-：=0.318 dz1 ta n ： =0.318 0.5 19 tan 12 = 0.642 由图8.26查得螺旋角系数

10、 丫 二0.95 (5) 初取齿轮载荷系数Kt =1.3. (6) 齿形系数Yf和应力修正系数 Ys : 齿轮当量齿数为 cos3 : 19 cos312 = 20.303, Zv2 Z2 cos3 : 81 3 cos312 二 86.551 由参考文献1 P130图8.19查得齿形系数 YF1 =2.79 , YF2=2.20 由参考文献1 P130图8.20查得应力修正系数 YS1 =1.56, YS2=1.78 Ym2大齿轮齿厚. 3.校核齿面接触疲劳强度 由参考文献1 P135公式8.7 ：2KT u+1 VZeZhZ碍百肓 式中各参数: (1)齿数比 u= 4.263. (2)由参

11、考文献1 P136表8.5查得弹性系数Ze =189.8JMPa . (4) 由参考文献1 P136图8.15查得重合度系数 Z . =0.8 23 118949 O71 O93 cos12 0.01475 = 2.217 0.5 232 2 计算传动尺寸 (1)计算载荷系数 K 由参考文献1P130表8.3查得使用Ka =1.0 3nn兀m“Z3rh3.14汇 2.217乂 23汇 225.194 v = 60 100060 1000 cos1260 1000 cos12 由参考文献1 P131图8.7查得动载系数 Kv =1.07 ； 由参考文献1 P132图8.11查得齿向载荷分布系数

12、K =1.14 ； 由参考文献1 P133表8.4查得齿间载荷分配系数 K-. =1.4，则 K = KaKvK ：Ky =1.0 1.07 1.14 1.4 =1.7077 0.614m/s (2) 对mnt进行修正，并圆整为标准模数 mYt，：；77 =2.428 由参考文献1 P124按表8.1，圆整为 m =3mm (3) 计算传动尺寸. 中心距 mn(Z3 Z4) 2 cos : 2(2371)=i44.150mm 2 cos12 圆整为145mm 修正螺旋角二 arccos(Z3 Z4)= 2 (23 71) =13 29 21 2cosP 2xcos12 小齿轮分度圆直径 d3二

13、mnZ3二223 =70.957mm cosE cos13 292T m z2 汶 71 大齿轮分度圆直径 d4 = n ： =0= 219.043mm cosP C0S13 292 b = dd3 =0.5 70.957 = 35.478mm 圆整b=35mm 取 b4 =b =40mm, R =35mm 式中：b3 小齿轮齿厚； b4 大齿轮齿厚. 3校核齿面接触疲劳强度 由参考文献1 P135 公式 8.7 rH uZeZhZZb |2KT1 叮1 y bd3 u 式中各参数： (1) 齿数比 u = i二 3.066. (2) 由参考文献1 P136表8.5查得弹性系数Ze =189.

14、8、MPa . (3) 由参考文献1 P136图8.14查得节点区域系数 ZH =2.44. (4) 由参考文献1 P136图8.15查得重合度系数 Z .二0.815 (5) 由参考文献1P142图8.24查得螺旋角系数 Z：=0.984 (5)由参考文献1 P145公式8.26匚H ZHlim计算许用接触应力 Sh 式中：H lim接触疲劳极限，由参考文献 1 P146 图 8.28 () 分别查得 cHlim1 =1100MPa , -H lim 2 =1100MPa ； Zn 寿命系数，由参考文献1 P147图8.29查得Zn3 = 1 , Zn4 =1 ； Sh安全系数，由参考文献1

15、 P147表8.7查得Sh =1.0 .故 打H3 J.0J00 =1e0MPa 十円4 1.0 2KTn u 1 HZeZhZ. bd3 u = 189.8 2.44 0.815 0.984 =648.85Ma二H1 满足齿面接触疲劳强度. 五、初算轴径 由参考文献1P193公式10.2可得: 齿轮轴地最小直径: 2 1.7077 118949.432 3.066 1 3.066 350.795 72 I. p 2 9106 d 一叫=1063960佃吶考虑到键对轴强度地削弱 及联轴器对轴径地要求，最后取d =25mm. 中间轴地最小直径: -C3 Pn063 27950 nn225.194

16、 =24.54 mm .考虑到键对轴强度地 削弱及轴承寿命地要求，最后取 dn = 35mm 输出轴地最小直径: d皿 063：說 =33.24mm.考虑到键对轴强度地削 弱及联轴器对轴径地要求，最后取dm =35mm. 式中：C 由许用扭转应力确定地系数，由参考文献1P193表10.2，取C=106 六、校核轴及键地强度和轴承寿命: （一）、中间轴 Ft2 Fr2 式中：Ft2 齿轮所受地圆周力, N； 1齿轮2 （高速级从动轮）地受力计算: 由参考文献1P140公式8.16可知 込二 2 118949432 103 .1398.58N d2170.100 二Ft2ta n：t2 =1398

17、.58 tan20534.49N cos17 45 10 Fa2 =Fr2tan ： =534.49 tan 17 4510 = 171.12N Fr 2齿轮所受地径向力， N ； 个人收集整_ _仅供参考学习_ 27 / 32 Fa 2齿轮所受地轴向力， N ； 7 3S7$1广 10S556. 091 2 H川川川川 中间轴受力忑弯拒专桶囹 2齿轮3 （低速级主动轮）地受力计算: 由参考文献1P140公式8.16可知 Ft3 2Tn d3 2 118949432 103 =335272N 70.957 Fr3 -Ft3 tan : t3 =3352.72 tan201254.91N cos

18、 13 29 21 Fa3 =Fr3ta n 七=1254.91 tan 13 29 21 = 301.03N 式中：Ft3 齿轮所受地圆周力，N； Fr3齿轮所受地径向力，N ； Fa3齿轮所受地轴向力， N ； 3齿轮地轴向力平移至轴上所产生地弯矩为 d2170.100 M H2 二 Fa2=171.1214553.756N mm 2 2 M H3 二=301.03 70957 J0680.093N mm 2 2 4轴向外部轴向力合力为:Fa 二 Fa3 -Fa2 = 301.03 - 171.12 = 129.91N 5计算轴承支反力： 竖直方向，轴承 1 Rw =电733 Ft2 33

19、.3 =2507.09N 116.6 轴承 2 R2v =虫433 电833 二 224421N 116.6 Fa3 73.3 Fa2 33.3 M H 3 M H 2. 水平万向，轴承 1 R1Ha3竺竺 兰=-76.04N，与所设方 116.6 向相反. F a2 83.3 一 Fa3 43.3 -Mh3Mh2 轴承2R2H弩竺聖 兰205.95N，与所设方向相反. 116.6 轴承 1 地总支撑反力： a m 0.92 0.78 155 1625 4.660.1 4.66 = 14.067 S 二SrS 7.197 14.067 St S2 ,7.197214.067 厂S4 查P202

20、表10.5得许用安全系数S=1.51.8，显然SS，故危险截面是安全地 9.校核键连接地强度 齿轮2处键连接地挤压应力 c P2 d2h(l2 -b) 4118949432 =1043Pa 38 8 (25-10) 齿轮3处键连接地挤压应力匚P3 4T2 dah(l3 -b) 4118949,432 =?4.343mp 40 8 (32-12) 29 / 32 由于键，轴，齿轮地材料都为45号钢，由参考文献1查得二P =120150MPa，显然 键连接地强度足够! 10计算轴承寿命 由参考文献2P138表12.2查7207C轴承得轴承基本额定动负荷Cr =23.5KN ,基本额定静 负荷 C0

21、=17.5KN HbmVN777sL S2 轴承轴向力分析图 轴承1地内部轴向力为： $ =0.4尺=0.4 2508.24 =1003.3N 轴承2地内部轴向力为： S2 =0.4R2 =0.4 2253.64-901.456N 故轴承1地轴向力F = $=1003.3“ , 轴承 2 地轴向力 F一2 =S1 FA =1003.3 129.9 =1133.2N F1003 3f11332 由0.057,20.065由参考文献1P220表11.12可查得: Co17500Co17500 1003.3 2508.24 1133.2 225364 =0.503 - e 取 X1 =1,丫1 =0

22、;X2 =0.44,丫2 =1.3 故 R=2508.24N,F2 =X2R2 +Y2F/ =0.44x2253.24+1.3x1133.2 = 2464.6N 根据轴承地工作条件，查参考文献1P218219表11.9, 11.10得温度系数fT =1.0，载荷系 106 l T C 8 106 1.0 x 23500 3 60n2 J fp P丿 60 725.194 1.0 汉 2508.24 丿 数fp =1.0，寿命系数；： =3.由P218公式11.1C得轴承1地寿命V7l4jRB8Hs =60868h Lh 已知工作年限为5年2班，故轴承预期寿命 Lh =8 2 300 5 = 2

23、4000h Lh - Lh，故轴承寿命满足要求 （二）、输入轴 Sih抽尺寸盪具年仲 1计算齿轮上地作用力 由作用力与反作用力地关系可得，齿轮轴1所受地力与齿轮2所受地力大小相等，方向相 反.即：轴向力 Fa1 N71.12N，径向力 Fri =534.49N，圆周力 Ft1 =1398.58N 83icPA59W9 2平移轴向力所产生地弯矩为： M1H 二 Fa1 虫=171.12 空=3413.844” mm 2 2 3计算轴承支撑反力 竖直方向，轴承 1 Rw = Ft1 33 J39858 33=397.87N 116 116 轴承2 R2v Ft1 83 116 1398.58 83

24、 116 = 1000.71N 水平方向，轴承 1 R1H Fr13 - M H1 116 534.49 33-3413.844 116 =126.62N，轴承 2 R2H 二 Fr1-R1H =534.49 -126.62 = 411.87N， 轴承1地总支撑反力： X2 =1,丫2 =0 故 F2 = R2 =1082.15N,PX1F=0.44 417.53 1.47 261.76 = 568.5N 根据轴承地工作条件，查参考文献1P218219表11.9, 11.10得温度系数fT =1.0，载荷系 数fp =1.0，寿命系数；=3.由P218公式11.1C得轴承2地寿命ORjBnOw

25、cEd 106 % C、 名106 (1.0 x17800、 1 60山 4 P丿 一 60 X 960 1.1082.15 丿 =77263h 已知工作年限为 5年2班，故轴承预期寿命 Lh =8 2 300 5 = 24000h LhLh，故轴承寿命满足要求 （三）、输出轴 笛出抽示壘13 1计算齿轮上地作用力 由作用力与反作用力地关系可得，齿轮4所受地力与齿轮 3所受地力大小相等，方向相反. 即：轴向力 Fa4 =301.03N，径向力 Fr4 -1254.91N，圆周力 Ft4 = 3352.72N 2MjTy0dTT 输出轴受力及弯矩分析图 Mv 2平移轴向力所产生地弯矩为 d421

26、9.043 M 4h 二 Fa4301.0332969.26N mm 2 2 3计算轴承支撑反力 竖直方向，轴承ir1v二也 73二空27口3 =2109.9N 116 116 轴承 2 &v = Ft4 二 F1v 二 3352.72 - 2109.9 = 1242.82N 水平方向，轴承 1 r1h Fr4 73 M H 4 116 125491 73 32969.26 116 = 1073.65N，轴 承 2R2H 二 F4 -R4H =1254.91 -107365 = 181.26N， 轴承 1 地总支撑反力： & f：Rh2 R1v2 二.2109.92 1073.652 =236

27、7.36N 轴承 2 地总支撑反力：R2 = JR2h2 R2v 1242.822 181.262 =1255.97N 4计算危险截面弯矩 a-a 剖面左侧，竖直方向 MV1 =R1V 43 = 2109.9 43 =90725.7N mm 水平方向 Mh1 =Rh 43=1073.65 43=46166.95N mm 其合成弯矩为 M1=,jMV12M h12 =、90725.72 46166.952 -101796.56N mm a-a剖面右侧，竖直方向 Mv2二M vi =90725.7N mm 水平方向 MH2 二 R2H 73=181.26 73 =13231.98N mm 其合成弯

28、矩为 M2 = .Mv22 M H22 = 90725.72 13231.982 =91685.54N mm 危险截面在a-a剖面左侧. 5计算截面应力 初定齿轮4地轴径为 d；=44mm，连接键由参考文献 2P135表11.28选择bh=12X 8, t=5mm, l 2=28mm.gIiSPiue7A 由参考文献1P205附表10.1知: 抗弯剖面模量 W/mm3 =0.1(d4)3 bt(d4 t)2 264 =0.1 443 12 5 (44 一5)2 2x 44 =7481.35 抗扭剖面模量 WT / mm3 =0.2(d4)3 = 15999.75 bt(dt)202 佃 12

29、5 (44一5)2 2d4_ .2 44 弯曲应力 101796.56 7481.35 = 13.61MPa ；a =；b = 13.61 MPa, ；c = 0 扭剪应力 = 21.81MPa T3 348963911 州 一 15999.75 tt21 81 a f 二10.9MPa 2 2 6.计算安全系数 对调质处理地 45#钢，由参考文献1P192表10.1知： 抗拉强度极限 二B =650MPa 弯曲疲劳极限二4 =300MPa 扭转疲劳极限=155MPa 由表10.1注查得材料等效系数：_二0.2J =0.1 轴磨削加工时地表面质量系数由参考文献1P207附图10.1查得=0.9

30、2 绝对尺寸系数由附图10.1查得：雹- =0.82,= 0.78 键槽应力集中系数由附表10.4查得：K厂= 3.6, K =3.2 （插值法） 由参考文献1P201公式10.5, 10.6得，安全系数 S； 300 6.49 3.2 10.90.2 0 0.92 0.82 0.92 0.78 T 3.2 155 = 3.12 10.90.1 10.9 6.493.12 “3.122 查P202表10.5得许用安全系数S=1.51.8，显然SS，故危险截面是安全地 7校核键连接地强度 联轴器处连接键由参考文献 d =35mm uEh0U1Yfmh 2P135 表 11.28 选择 b h =

31、10 x 8, t=5mm, l =70mm.轴径为 联轴器处键连接地挤压应力 4T3 4 348963.911 = 83.08MPa 、- P dh(l - b) 35 8 (70 -10) 齿轮选用双键连接，180度对称分布. 齿轮处键连接地挤压应力c 4T3 P 4 348963.911 -123.92MPa 2dh(l-b) 2 44 8 (28 -12) 由于键，轴地材料都为45号钢，由参考文献1查得二P =120150MPa，显然键连接地 强度足够！ 8计算轴承寿命 由参考文献2P138表12.2查7208C轴承得轴承基本额定动负荷Cr =26.8KN，基本额定静 负荷 C0=20

32、.5KN IAg9qLsgBX A= 301. 03 轴承轴向力分析图 轴承 1 地内部轴向力为：S0.4R1 =0.4 2367.36 = 946.94N 轴承 2 地内部轴向力为：S2 =0.4& =0.4 1255.97 = 502.36N 由于 S2Fa4 = 502.36 301.03 = 803.39N ： S1 轴承1地轴向力F-乙二0 =946.94N 故轴承 2 地轴向力 巳.2-Fa4 =946.94 -301.03 = 645.91N 由 Li = 94694 =0.046，皂=64591 =0.0314 由参考文献1P220 表 11.12 可查得: C。20500C。

33、20500 二 0.43, e2 二 0.40 又f1 946.94 2367.36 = 0.4 2,邑二 R2V 645.91 1255.97 =0.512、e2 取 X i = 1,Yi = 0； X 2 =0.44, 丫? =1.4 故 R=2367.86N,F2 =X2R2 +Y2F/=0.44x1255.97+1.4x645.91 = 1456.9N 根据轴承地工作条件，查参考文献1P218219表11.9, 11.10得温度系数fT =1.0 ,载荷系 数fP =1.0，寿命系数；-3 .由P218公式11.1c得轴承2地寿命 ghWvVhPE Lh 106 60 n3 I6- 3

34、 C106( 1.0 汉 26800、 =i P ,60 x72.947 1.0 x 2367.86丿 5 = 3.3 10 h 已知工作年限为 5年2班，故轴承预期寿命 Lh =8 2 300 5 = 24000h Lh - Lh，故轴承寿命满足要求 七、选择联轴器 由于电动机地输出轴径(d=38mm )地限制，故由参考文献 2P127表13-1选择联轴器 为HL1型弹性柱销联轴器联，孔径取25mm.由于输出轴上地转矩大，所选联轴器地额定转 矩大，故选 HL3型，孔径取35mm.asfpsfpi4k 八、润滑方式 由于所设计地减速器齿轮圆周速度较小，低于2m/s，故齿轮地润滑方式选用油润滑，

35、 轴承地润滑方式选用脂润滑.考虑到减速器地工作载荷不是太大，故润滑油选用中负荷工业 齿轮油(GB5903 1986)，牌号选68号.润滑油在油池中地深度保持在68 80mm之间. 轴承地润滑脂选用合成锂基润滑脂(SY1413 1980).牌号为ZL 2H.由于轴承选用了 脂润滑，故要防止齿轮地润滑油进入轴承将润滑脂稀释，也要防止润滑脂流如油池中将润滑 油污染.所以要轴承与集体内壁之间设置挡油环.ooeyYZTjj1 九、减速器附件: 1窥视孔及窥视孔盖：由于受集体内壁间距地限制，窥视孔地大小选择为长90mm，宽 60mm.盖板尺寸选择为长 120mm,宽90mm.盖板周围分布 6个M6 X 1

36、6地全螺纹螺栓.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地垫片.考虑到溅油量不大， 故选用石棉橡胶纸材质地纸封油圈即可.考虑到盖板地铸造加工工艺性，故选择带有凸台地 铸铁盖板.BkeGulnkxl 2. 通气器：为防止由于机体密封而引起地机体内气压增大，导致润滑油从缝隙及密封处 向外渗漏，使密圭寸失灵.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地室内环 境中，故选用结构简单地通气螺塞即可，其规格为M22 X 1.5.PgdO0sRiMo 3. 放油孔及放油螺塞：为了能在换油时将油池中地污油排出，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

37、果， 选择放油螺塞规格为 M20 X 1.5.考虑到 其位于油池最底部， 要求密圭寸效果好，故密圭寸圈选用材质为工业用革地皮圭寸油圈.3cdXwckm15 4. 油面指示器：为了能随时监测油池中地油面高度，以确定齿轮是否处于正常地润滑状 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. h8c52WOngM 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.考虑到起吊用地钢丝直径，吊耳和吊钩地直径都取 20mm.v4bdyGious 6定位销：本减速器机体为剖分式，为了保证轴承

38、座孔地加工和装配精度，在机盖和 机座用螺栓联接后，在镗孔之前，在机盖与机座地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地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 X 35.J0bm4qMpJ9 7.起盖螺钉：在机盖与机座联接凸缘地结合面上，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 X 22.其中螺纹长度为 16mm，在端部有一个 6mm长地圆柱.xvauA9grYP 卜一、参考文献 1陈铁鸣主编.机械设计.第4版.哈尔滨，哈尔滨工业大学出版社,2006 2王连明，宋宝玉主编.机械设计课程设计.第2版.哈尔滨，哈尔滨工业大学出版社,2005 3陈铁鸣，王连明主编.机械设计作业指导.哈尔滨，哈尔滨工业大学出版社,2003 4徐灏主编.机械设计手册（第二版）.北京：机械工业出版社，2004 5陈铁鸣主编.新编机械设计课程设计图册.北京：高等教育出版社，2003 6王知行，刘廷荣主编.机械原理.北京：高等教育出版社