广东工业大学传动装置的总体设计说明书

1、广东工业大学课程设计任务书题目名称带式运输机传动装置学生学院专业班级姓 名学 号一、课程设计的内容设计一带式运输机传动装置（见图1）。设计内容应包括：传动装置的总体设计; 传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择；减速器装配图和零件工作图设二、课程设计的要求与数据已知条件：1. 运输带工作拉力：f二1.6kn；2. 运输带工作速度：卩二2.4 m/s；3. 卷筒直径：d = 410 nun；4. 使用寿命：15年；5. 工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳;6. 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量。三、课程设计应完成的工作1. 减速器装配图1张；2. 零件工作图2张（轴、齿轮

2、各1张）3. 设计说明书1份。四、课程设计进程安排序号设计各阶段内容地点起止h期'设计准备：明确设计任务；准备设计资料和绘图用 具教 1-316第19周一二传动装置的总体设计：拟定传动方案；选择电动 机；计算传动装置运动和动力参数传动零件设计计算：带传动、齿轮传动主要参数的设计计算教 1-202第19周周一至周二三减速器装配草图设计：初绘减速器装配草图：轴系 部件的结构设计；轴、轴承、键联接等的强度计 算;减速器箱体及附件的设计教 1-202第19周周二至周四四完成减速器装配图教 1-202第19周五至第20周二五零件工作图设计教 1-202第20周周三六整理和编写设计计算说明书教 1

3、-202第20周四七课程设计答辩教 1-202第20周五五、应收集的资料及主要参考文献1. 杨可桢、程光蕴主编.机械设计基础m.北京：高等教育出版社，2006年5月第5版2. 林怡青、谢宋良、王文涛编.机械设计基础课程设计指导书ivi.北京：清华大学出版社，2008 年11月第1版3. 机械制图、机械设计手册等。发出任务书口期：2014年6月30 口 指导教师签名:计划完成日期：2014年7月11日基层教学单位责任人签章:主管院长签章：第一章课题题目及主要技术参数说明计算及说明1. 1课题题目带式输送机传动系统中的减速器。要求传动系统中含有单级圆柱齿轮减速器及v带传动。1.2主要技术参数说明输

4、送带的最大有效拉力f二1.6kn,输送带的工作速度 v=2.4m/s,输送机滚筒直径d=4100 mm。1. 3传动系统工作条件带式输送机在常温下连续工作、单向运转；空载起动，工作 载荷较平稳；两班制（每班工作8小吋），要求减速器设计寿命为 15年，大修期为3年，屮批量生产；三相交流电源的电压为 380/220vo结果f=1.6knv=2.4 m/sd=410 mm1. 4传动系统方案的选择f vif 动力及传动装置|图2参考传动方案图1带式运输机传动装置结果第二章减速器结构选择及相关性能参数计算计算及说明2.1减速器结构本减速器设计为水平剖分，封闭卧式结构。2.2电动机选择（-）电动机类型y

5、系列笼型三相界步交流电动机，卧式封闭性（-）工作机的功率pwpw =fv/1000=1.6 x 2.4=3.84 kw（三）总效率总总=卩带"2滚齿叶联滑=95% 99% 99% 97% 99% 96%=86%（四）所需电动机功率匕pd=pw/ h 总=3.84/0.86=4.47kw（五）工作机的传速卷筒轴的工作转速为：nw=60x1000v/ （d） =60x1000x2.4/（3.14x410） r/min=112r/min因i带=24 , i齿=36故总传动比i总=i带 2齿=624电动机转速范围 dd=（624）x 112r/min=6722688r/min在这范圉内的同步

6、转速有1000r/min , 1500r/min符合这一范围的同步转速有750 r/min, 1000r/min, 1500r/mino根据以上数据，故选用电机型号为y132m2-6,额定功率5.5kw,pw = 3mkw总=86%pd=4.47kwn=112r/min电动机型号y132m2-6n=960r/min同步转速1000r/min,满载转速960r/min2.3传动比分配(1)工作机的传魁比(2)总的传动比60x1000vh.=112r/min=960/112=8.6，总=86i 带=2.4：i 齿=3.4；(3)分配各级传动比i 带二2.48, i 齿=34：2. 4动力运动参数计

7、算(1)转速n=960 r/minn2 =387.1r/minh3 =111.2r/mi n"1 = nm =960 r/minn2 二 ®/i 带二960/2.48=387.1 r/minn3 = n2/ 齿二387.1/3.48=l：l：l.2r7min吒=p(i = 4.47kw(2) 珥率氐=4.47 x 0.95 = 4.25kwpn =叶轴承“齿轮=4.25x0.96x0.97 = 4.08kw(3)转矩tt、= 9550r / q = 4.4x 10£二 jt ddlnl/60000=5.63m/s n mm £三蹑孟童皺僻 眈m运动和动力

8、参数结果如下表:项目电动机轴高速轴i低速轴ii功率kw4.474.254.08转速r/min960387.1111.2转矩nmm44.4x101.05x1041传动零件的设计计算4.1.1传送带的结构与计算设计带式输送机传动系统中为普通v带传动。原动机型号为y132m2-6,额定功率5.5kw,同步转速1000r/min,满载转速960r/mino小带轮安装在电机轴上，带的传动比i=2.48一天工作12h 选择v带型号查表，得工作情况系数ka=1.3,求得所需传递功率pc=kaxp=1.3x4.47=5.81kw由小带轮转速nl及功率功率pc选择小带轮型号为a型。 确定带轮直径取 ddl=11

9、2mm,dd2二ixddl=：u2*2.48=277.76mm,取 dd2=280mm 核算带轮速度 * 5m/s<vi<25m/s, v 符合要求。3.5x105传动比i2.483.48效率0.950.97第四章传动零件的设计计算结果ka =1.3pca=5.81kwdd1=112mmdd2=280mmvl=5.63m/s计算及说明(4) 初步确定中心距o.7(ddl+dd2)<ao<2(ddl+dd2),则 273mm<ao<78ommz取 ao=5oomm.(5) 确定v带的长度及实际中心距ld0=2a0+ n (ddl+dd2)/2+(ddl-dd2

10、)7(4a0)=1629.6mm,根据表8-2选取带的基准长度ld二1600mm。a=485.2mm实际中心距 a=a0+(ld-l0)/2=485.2mm变化范围为(461.2533.2)mm(6) 校核v带的包角a 1=180° - (dd2-ddl) 57.3° /a=160°>90°(7) 确定带的根数zz=5 计算单根v带的额定功率pr已知 ddl=112mm 和 nx=960r/min,查表 8-4a 得 p0=1.15kwo根据 ni=960r/min, i=2.48 和 a 型带,查表 8-4b 得 po=o.llkw 查表 8-5

11、 的 k a =0.95,表 8-2 得 kl=0.99,于是pr= (po+ap°) ka kl= (1.15+0.11) *0.95*0.99=1.185kw 计算v带的根数zz=pc/pr=5.81/1.194=4.9,故取 5 根(8) 确定单根v带的拉力fo有表83得a型带的单位长度质量q=0.1kg/m,所以(fo)min=500pc (2.5-ka ) / (kazvq +qvi2=171.5n应使带的实际初拉力f°> (fo) minfp=1689n(9) 计算压轴力fp(fp) mjn=2zf0sin ( a 】/2) =2x5x180.4sin80

12、° =1689n(10) 结果是5根a-2000-gb/t1154489v带，中心距a二485.2mm,带的基准直径ddl=112mm,dd2=280mm,对轴的压力fqj689n。4. 2齿轮的设计计算42材料、热处理、精度小齿轮选用45号钢调质，硬度为220-250hbs；大齿轮选用45号钢正 火，硬度为170210hbs, 7级精度。小齿轮齿数zi=24,大齿轮齿数 z2=3.48*24=83.5,取 z2=84初选螺旋角3=14° ,工作寿命15年，每年工作300天。4. 2.2设计过程1、按齿面接触强度计算按设计计算公式（1021）进行计算，即确定公式内的各计算数

13、值1）试选匕=1.62）由图1030选取区域系数zh =2.4333）由图 1026 查得 ea = 0.765金 2=0.85,得 =0.765+0.85=1.6154）许用接触应力 山表查得接触疲劳强度极限o min"600mpa,o min2=390ivipa应力循环系数 nl=60njl=60x387.1xlx （2x8x300x15） =1.67x 109, n2=4.8x108由图10-19取khnl=0.91, khn2=0.97,取失效概率为1%,安全系数s=l, 由式10j2得h -546mpai =378.3me1462.2mpa0 hl=0.91x600=546

14、mpa, o h2=0.97 x 390=378.3mpaoh =（546+378） /2=462.2mpa5）计算小齿轮传递的转矩7； =95.5*10计算齿宽b及模数mnt b= © 5 =ix 64.42mm mnt =64.42 xcosl4° /24二2.60h=2.25x2.60=5.86mmb/h=10.99 计算纵向重合度 =0.318*l*24*tanl4° =1.903 计算载荷系数k己知使用系数ka=1,根据v=2.13m/s,7级精度,由图10-8查得动载系数kv二 1.05；由表 104 查得 k" = kf =1 313 由表

15、10u查得kf= kh=i.i故载荷系数 k=l*1.05*l.l*1.313=1.52p1/nl=9550000*4.25/387.1=1.05xl05n mm6）由表10-7选取齿宽系数0 =1丄7）由表10-6査得材料的弹性影响系数z=189.8mpa2把己知代入公式算得小齿轮分度圆直径2x1.6x1.05x10' x4.48x2.43于 xl 89*64.42mm1x1.615x3.48x462.22（3）计算圆周速度 t =64.42x3.14x387.1/60000=1.305m/s（7）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，山式10-loa得dl= =63.33（8）计

16、算模数 m=63.33xcosl4° /24=2.56mm2、按齿根弯曲强度设计1）确定计算参数 k=kakvkfa kfp=1 x 1.05x 1.1 x 1.313=1.522）根据纵向重合度£卩=1.903,从图10-28查得螺旋角影响系数yp=0.883）计算当量齿数zvi=z14-cos314° =26.27, zv2=z24-cos314a =91.414）查取齿形系数,由表105查得yfal=2.592, yfa2=2.2155）查取应力校正系数 由表105查得ysal=1.596, ysa2=1.777由图查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限分别是ofe

17、2=250mpa,。fei=380m pa,弯曲疲劳寿命系数分别是kfn2二0.89, kfni=0.85»取弯曲疲劳许用应力s=1.4o fl=0.85 x380-r 1.4=230.71mpa,o f2=0.88x 2504-1.4=157.14mpayfalysalh- o fl=0.0179,yfa2ysa24- of2=0.025,所以大齿轮的数值大山=63.33mmmn=26）设计计算对比结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲强 度计算的法面模数，取mn=2.0,已可满足弯曲强度。但为了同时满足 接触疲劳强度，需要按照接触疲劳强度算得分度圆直径dl=63

18、.33mm来q = 143mmd、= 64mm= 222.4mmb2 = 65mmb、- 72 mm计算应有的齿数。于是由zl=dlcos p /mn=63.33cosl4° /2.0=30.72,取 zl=31,则 z2=uzl=3.48x31=107.887) 计算中心距a= (z1+z2) m/2cos p =143.13mm将中心距圆整为143mm8) 按圆整后的中心距修正螺旋角b -(z1+z2) m 一12。1'，p 一 arccos -丄°4/ 丄2ab值改变不大，故参数等不必修正9) 计算大小齿轮的分度圆直径dl=zlm/cos 0 =64mmd2=

19、z2m/cos b =222.4mm10) 计算齿轮宽度b=0d 1=1x63.9=63.9mm圆整后取 b2=64mm； bl=72mm第五章轴的设计计算5. 1轴的材料和热处理的选择轴的材料选45号钢调质处理 由机械设计基础p241表14-1得hb217 255叭二650mpa5.2轴几何尺寸的设计计算 轴的结构示意图如下：os =360mpa=280mpa5. 2.1低速轴（输出轴）初步设计1. 初步确定轴的最小直径输岀轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径£为了使所选的轴直径生 与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩tca = katf查表14-1,考

20、虑到转矩变化很小，故取ka =13,则：=kj. =1.3x350000 = 455000nmm按照计算转矩4a应小于联轴器公称转矩，查手册，选用tl8型弹性柱销联轴 器，其公称转矩为500000n.mmo半联轴器的孔径仏二40mm,故取弘二40mm, 半联轴器长度l=112mm,与轴配合的毂长厶=84mm。2. 轴的结构设计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，厶轴段右端需制岀一轴肩，故取厶2段的直径d2 = 50mm ；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径d二55mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度厶=84mm ,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面

21、上，故£段的长度应比厶略短一些，先取i】=82mm。2）初步选择滚动轴承。因轴承同时手游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d2 = 50mm,由轴承产品目录 中初步选取0基木游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承33112,其尺 寸为dxdxt = 55mmx90mmx27mm,故=d6 =55mm。3）取安装齿轮处的轴段的肓径d4 = 60mm ；齿轮的左端与轴承之间采用封 油盘定位。己知齿轮轮毂的宽度60mm,为了使封油盘端面可靠地压紧齿 轮，吃轴段应略短于轮毂宽度，故取l4=56mm o齿轮的右端采用轴肩 定位，轴肩高度h>0.07d,故取h

22、二5.5,则d5 = 70mm轴环宽度b > 1.4h ,取-=12 mm。4）轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及轴承添加润滑脂的要 求，取端盖的外端面与半联轴器由端面的距离为1 = 2025mm,故取12 = 40mm c5）取齿轮距箱体内壁的距离为轴承端面至箱体内壁的距离a3 = 10mm ,已知滚动轴承宽度t=27mm,贝913 = t +a3 + aj +（60 56）= 53mm, 16 = t + a3 = 40mm。低速轴各阶梯轴直径列表如下:轴段d、d2d.d54直径 (mm)405055607055长度(mm)8240536012376）轴上零件的周向定位

23、齿轮、半联轴器与轴周向定位均采用平键连接。按心由表6t查得平键截面，18mmx 1 mmx50tnm键槽用键槽铢刀加工，长为soniin,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，联轴器与轴的链接，选用平键bxh=加加8/mx70mm, n6联轴器与轴的配合为也。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保 k6证的，此处选轴的直径尺寸公差川6。7）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2,取轴端倒角为2x45。，各轴肩处的圆角半径见图。3. 求作用在齿轮上的力fadb)虬二 fad/2c)irrntnrrrr%aad)e)因己知低速级大齿轮的分度圆直径为d2 = 222

24、.4mm。圆周力匹= 2x350000訂147 5n222 .4径向力» 少咤 j147 .5x3 2084 jn cos 0cos 14 .76 j轴向力fa = ft tan 0 = 3147 .5x tan 14.76° = 829 3n圆周力，径向力，轴向力的方向如下图所示。厶=14 lmtn, l2 = 64mm, 厶=60mm,fnh = t 2 t 1523mm , nhi 乙2 + 5mrfnhx l2 =103967n血血,fnv 1l? f =16245n ,l2 + l3 1fad,巴厶+七=l_= 1317 n，厶c +厶3fnv2= -fnvi=-

25、132.32v ,my = fnvi 厶2 = 842882v mm,f dmv2 = mvi- = -7930 n mm ,m = h2 +mv =133842 n mmm2=m= 104269 n mm ,4. 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上做大弯矩和扭矩的截面的强度。根据（155） 及上面所算数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取a = （）.6 , 轴的计算应力mpa =.5mpajmj + 仗珀尸 _ j133842 2 +(0.6x35()000 尸w_0.1x603前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15j查得b= 60mpg因此5. 2.

26、2高速轴的初步设计1）初步确定轴的最小直径、长度l1考虑键槽 d>l. 05x24. 9=26mm 取 dl=26mm；根据表13-1查得，ll=50mm2）计算 d2、l2d2 = d1 +2a, = 26 + 2x（0.07 0.1）x26 = 29.64 31.2mm因仏必须符合轴承密封元件的要求，经查表，取d2=35nnnd2轴段需伸出端盖20、25mm,故易得l2=45mm3）计算d3d3=d2+ （15） mm=3640mm,且 d3 必须与轴承内径一致，圆整 d3=40mm, 初选圆锥滚子轴承型号为33008, d=68, t=22, b=22, cr=60.2knl3=b

27、+ a 2+ a 3=22+10+10=42mm4）计算d4d4为小齿轮的齿根圆的直径，故d4二63.9+2.5*2二59mml4=bl-2=72-2=70mm5）计算d5d5=d3=40mm,同一轴上的轴承选择同一型号，以便减少轴承座孔镇制和减少 轴承类型。l5=l3=42mm电动机轴各阶梯轴直径和长度列表如下：名称dd.££直径（mm）2635405940长度（mm）5045427042已知低速级小齿轮的分度圆直径为d = 63.9mm。圆周力径向力轴向力_ 2ti _ 2 x 105000_ d639ft tan ancos 03281 x tan 20°c

28、os 14.76°=3281 n=1235 nfa = ft tan 0 = 3281 x tan 14 .76 ° = 864 n圆周力，径向力，轴向力的方向如下图所示。厶=109.5mm,厶=62.5mm,厶=49.5mm,ft = 1450n ,fnh2l r + l、792 .7 n ，二 f厂 fnw=442nmv = fnv 厶2 = 49543.77v mm,mv2 =-坨如=21895 jn mm ,m =jm+mv； = 103283 n 加加m 2= 93232 .6n mm ,5. 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上做大弯矩和扭矩的截

29、面的强度。根据（155） 及上而所算数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0 = 0.6 , 轴的计算应力=皿 + 血丫 _j103283 2+(0.6x105000 丫 叭=5 册九 w0.1x593前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15j查得°=60mpa o因此 久y0j,故安全。第六章轴承、键和联轴器的校核6. 1轴承的选择及校核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。主动轴承轴承代号33008 2个g = 60.2kn cor = 19.5kn e = 0.28,y = 2.1从动轴承轴承代号33011 2个cr = 94.5 kn

30、 co, = 145 册 e=031,y=l91、主动轴承寿命校核：(1) 、计算轴承的径向载荷：fr= 7ci + ci = v14502 + 792.72 =1652.52 =+ % = v18312 +4422 = 1883.6 n(2) 计算轴承的轴向载荷33008圆锥滚子轴承的基本额定动载 荷cr二60. 2kn,基木额定静载荷cor二79. 5kw,两轴承派生轴向力 为：2y1652.52x2.1= 3935n,“22y1883.62x2.1= 448.52因为 fa + fd2 = 8642v + 448.5n = 1312.5n >fdl= 393.5/v轴左移，左端轴承

31、压紧，右端轴承放松巧严巧+ 伤2= 1312.52、fa2 = fel =393.5n 计算轴承1、2的当量载荷，取载荷系数f产2因为严將°心50.4, y, = 2.1p严乙（x你+肌j = 41007nf 393 5因为雀=0.2vf = 0.28, x°=1,k=o£1883.6-02 = /p(xf2 + wj=226o3n所以取戶=£ =4100.7np二4100. 7n(4)校核轴承寿命10& (6°2xl0 爭 “33354460n p 60x387.14100.7按一年300个工作口，每天2班制.寿命大于15年故所选轴承

32、适 用。2 被动轴承寿命校核:(1)计算轴承的径向载荷：frl= j略 + 隰| = v15232 + 13172 = 2013.5/vfr2 =f爲 2 + f爲 2 = v16242+132.32 = 1629.4/v (2)计算轴承的轴向载荷33011圆锥滚子轴承的基木额定动载荷 cr=94. 5kn,基本额定静载荷cor=145kw,两轴承派生轴向力为：鱼=20135 = 529.8n, fd2=- =竺空=428.8ndl 2y 2x1.9d- 2y 2x1.9因为 代 2 +耳二428.8n + 829n = 1257.8n> 耳严 529.8n轴左移，左端轴承压紧，右端轴承

33、放松fai =巧 + fd2 = 1257.87v、fa2 = fd2 = 529.8n(2)计算轴承1、2的当量载荷，取载荷系数1.2因为鱼= 2zi§ = 0.6£ = 0.31 x . = 0.40 , y, = 1 .9p=3834.3nfrx 2013.5严/(xfh +负 j = 38343w因为严畿皿2>"l，x2=0.4,y2=1.9z 二几("p + m2)= 1990n所以取p =片=3834.3n(3) 校核轴承寿命r 106 c,£110694.5xl01"l.=()f h =()3 h = 652974

34、7/?'60/? p 60x111.23834.3按一年300个工作日，每天2班制寿命大于15年.故所选轴承 适用。6. 2键的选择计算及校核6. 2. 1材料选择及其许用挤压应力(1)主动轴外仲端d=26mm ,考虑键在轴中部安装故选键 b二8mm, l=40mm, h二7mm。键选择45号优质碳素钢，查机械零件设计手册p458表3 2-3其许用挤压应力二loompa2t05hdl2x1050000.5x7x26x40二 57.7m% < 创强度合格。(2)从动轴外伸端，d二40mm,选择平键b二12, l二50, h=8,选45 号钢，其许用挤压力b=100mpa2為0.5h

35、dl2x3500000.5x8x40x70=62.5mpa < <jp强度足够，合适。从动轴与齿轮联接处d二60mnb选择平键l&nmxl innl><50mmo选45号钢，其许用挤压应力to-j=100mpaop 27；q.5hdl2x3500000.5x11x60x50= 42.4mpa<(yp强度足够，合适。第七章减速器润滑、密封及附件的选择确定以及箱体主要结构尺寸的计算计算及说明结果7. 1润滑的选择确定7.1.1润滑方式1 齿轮v=1.3<12 m/s应用喷油润滑，但考虑成本及需要，选用 浸油润滑。轴承采用润滑脂润滑。齿轮选用7.1.2润滑

36、油牌号及用量浸油润滑1.齿轮润滑选用150号机械油,最低最高油面距2040mm,需 油量为0.612l左右。轴承釆用2.轴承润滑选用zl-3型润滑脂，用油量为轴承间隙的1/31/2润滑脂润为宜。滑7. 2密封形式1 箱座与箱盖凸缘接合面的密封齿轮润滑选用在接合而涂密封漆或水玻璃的方法选用150 号机械油2.观察孔和油孔等处接合面的密封在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸、垫片进行密封3 轴承孔的密封(1)轴承内部与机体内部处用挡油环加以密封，防止润滑油进入轴承内部(2)轴承外部与端用半粗羊毛毡圈加以密封7.3对附件设计(1)视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有

37、足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开 窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片 加强密封，盖板用铸铁制成，用m7紧固(2) 油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一 侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸 起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密 封。(3) 油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.(4) 通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气， 在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平 衡.(5) 起盖螺钉

38、：起盖螺钉上的螺纹长度耍大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.(6) 定位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸 缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.(7) 吊钩吊环：在机盖上宜接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.7.4机体结构(1) 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度(2) 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为8,圆角半径为r=10o机体外型简单，拔模方便.减速器附件的选择确定列表说明如下：名称功用数量材料规格螺栓安装端盖16q235m8x6gb5782-1986螺栓安装箱座6q235m12x 100g

39、b5782-1986螺栓安装窥视孔 盖4q235m7x10gb5782-1986凸缘 螺栓固定凸缘1q235m12x30gb5782-1986地脚 螺栓安装箱底4q235m16x25gb5782-1986销定位235a6x40gb117-1986垫圈调整安装465mn16gb93-1987油标 尺测量油面高度1组合件通气器透气1起脚 螺钉安装1q2357. 4箱体主要结构尺寸计算名称计算公式尺寸箱座厚度6 > mtzx0.025d +1,88箱盖厚度4 > mox0.025a +1,88箱盖凸缘厚度>i = 1.5512箱座凸缘厚度t =12箱座底凸缘厚 度&2 = z5s20地脚螺钉直径rff = q.mfl + 8m16地脚螺钉数目4轴承旁联结螺栓 直径ct