一级圆锥齿轮减速器说明书(共40页).doc

精选优质文档-倾情为你奉上机械设计课程设计说明书一、传动方案拟定.2二、电动机的选择.2三、计算总传动比及分配各级的传动比.4四、运动参数及动力参数计算.5五、传动零件的设计计算.6六、轴的设计计算.12七、滚动轴承的选择及校核计算.19八、键联接的选择及计算.22九、减速器的润滑. 24十、箱体尺寸.24计算过程及计算说明一、传动方案拟定第三组：设计单级圆锥齿轮减速器和一级带传动（1） 工作条件：传动不可逆，载荷平稳。 启动载荷为名义载荷的1.25倍，传动比误差为±0.75%（2） 原始数据：输出轴功率Pw=3.6kw 输出轴转速n=120r/min 计算过程及计算说明一、传动方案拟定第三组：设计单级圆锥齿轮减速器和一级带传动（3） 工作条件：传动不可逆，载荷平稳。 启动载荷为名义载荷的1.25倍，传动比误差为±0.75%（4） 原始数据：输出轴功率Pw=3.6kw 输出轴转速n=120r/min二、电动机选择1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：总=带×2轴承×齿轮 =0.96×0.982×0.96=0.8851(2)电机所需的工作功率：P工作= Pw/总=3/0.8851=3.39 KW3、确定电动机转速：已知：n=120r/min 按推荐的传动比合理范围，取圆锥齿轮传动一级减速器传动比范围Ia=23。取V带传动比I1=24，则总传动比理时范围为Ia=412。故电动机转速的可选范围为nd=Ia×n筒=（412）×120=4001200r/min符合这一范围的同步转速有750和1000 r/min。根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传支比方案：综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=960r/min 。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132M1-6。中心高H外形尺寸L×(AC/2+AD)HD底角安装尺寸 A×B地脚螺栓孔直径 K轴 伸 尺 寸D×E装键部位寸 F×G112400×305×265190×1401228×608×24三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n=960/120=82、分配各级传动比（1） 据指导书，取齿轮i齿轮=3（单级减速器i=23合理）（2） i总=i齿轮×I带i带=i总/i齿轮=8/3=2.6四、运动参数及动力参数计算1、 计算各轴转速（r/min）nI =nI/i带=960/2.6=369(r/min)nII=nII/i齿轮=369/2.6=142(r/min)II轴即为工作机构的转速nII=n2、 计算各轴的功率（KW）PI= P工作×带=3.39×0.96=3.2544KWPII= PI×轴承×齿轮=3.2544×0.98×0.96 =3.06KW3、 计算各轴扭矩（N·m）TI=9550×PI/nI=9550×3.2544/300=103.6N·mTII=9550×PII/nII=9550×3.06/100 =292.23N·mm五、传动零件的设计计算1、 皮带轮传动的设计计算（1） 选择普通V带截型由课本P150表9.21得：kA=1.1PC=KAP=1.1×4=4.4KW由课本P149图9.13得：选用A型V带（2） 确定带轮基准直径，并验算带速由课本图9.13得，推荐的小带轮基准直径为80100mm 则取dd1=100mm>dmin=75 dd2=i·dd1=3.2×100=320mm由课本P134表9.3，取dd2=315mm 实际从动轮转速n2=n1dd1/dd2=960×100/315 =304.8r/min转速误差为：n2-n1/n2=304.8-300/300 =0.016<+0.5%(允许值)带速V：V=dd1n1/60×1000=×100×960/60×1000 =5.02m/s在525m/s范围内，带速合适。（3） 确定带长和中心矩根据课本P151式（9.18）得0. 7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)0. 7(100+315)a02×(100+315)由课本P151式（9.19）得： 所以有：290.5mma0830mm按结构设计初定a0=500L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0 =2×500+1.57(100+315)+(315-100)2/4×500 =1674.66mm根据课本P135表（9.4）取Ld=1600mm根据课本P151式（9.20）得：aa0+Ld-L0/2=500+(1600-1674.66)/2 =500-37.33 =462.67mm(4)验算小带轮包角1=1800-dd2-dd1/a×57.30 =1800-(315-100/462.67)×57.30 =153.370>1200（适用）（5）确定带的根数根据课本P144表（9.9）P0=0.95KW根据课本P151式（9.22）P0=0.12KW根据课本P148表（9.12）K=0.96根据课本P136表（9.4）KL=0.99 由课本P151式（9.22）得Z=PC/P=PC/(P0+P0)KKL =4.4/(0.95+0.12) ×0.96×0.99 =4.3(6)计算轴上压力由课本P140表9.6查得q=0.1kg/m，单根V带的初拉力：F0=500PC/ZV（2.5/K-1）+qV2=500×4.4/5×5.02×(2.5/0.96-1)+0.1×5.022N =142.76N则作用在轴承的压力FQ，由课本P152式（9.24）=2×5×142.76sin153.37/2=1384.75N 选用5根A1600 GB/T 115441997V带中心距a=462.67 带轮直径dd1=100mm dd2=315mm 轴上压力FQ =1384.75N2、齿轮传动的设计计算 （1）选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为220250HBS。大齿轮选用45钢，正火，齿面硬度170210HBS；根据课本P233表11.20选7级精度。齿面精糙度Ra1.63.2m (2)按齿面接触疲劳强度设计 由d1KT1/Ru4.98 ZE/(1-0.5R）(H) 2 1/3由式（6-15）确定有关参数如下：传动比i齿=3 取小齿轮齿数Z1=28。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=3×28=84 实际传动比I0=84/28=3传动比误差：i-i0/I=3-3/3=0%<0.75% 可用齿数比：u=i0=3由课本P233表11.19取r=0.3 (3)转矩T1T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×3.3/300 =1.1×105N·mm (4)载荷系数k 由课本P211表11.10取k=1.1 (5)许用接触应力HH= HlimZNT/SH由课本P208图11.25查得：HlimZ1=560Mpa HlimZ2=530Mpa由课本P133式6-52计算应力循环次数NLNL1=60njLn=60×300×1×(10×52×40)=3.744×108NL2=NL1/i=3.744×108/3=1.248×108 .由课本P210图11.28查得接触疲劳的寿命系数：ZNT1=1.1 ZNT2=1.13通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0H1=Hlim1ZNT1/SH=560×1.1/1.0Mpa=616MpaH2=Hlim2ZNT2/SH=530×1.13/1.0Mpa=598.9Mpa故得： 由d1KT1/Ru4.98 ZE/(1-0.5R）(H) 2 1/3 d1=77.2模数：m=d1/Z1=77.2/28=2.76mm根据课本表11.3取标准模数：m=2.5mm(6)校核齿根弯曲疲劳强度根据课本P214（11.25）式 F=(2kT1/bm2Z1)YFaYSaF确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=2.5×28mm=70mmd2=mZ2=2.5×84mm=210mm锥距R= (d12+ d22) 1/2=221.4齿宽：b=R/3=73.8取b=74mm (7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据齿数Z1=28,Z2=84由表11.12相得YFa1=2.58 YSa1=1.61YFa2=2.25 YSa2=1.77 (8)许用弯曲应力F根据课本P208（11.16）式：F= Flim YNT/SF由课本图11.26查得：Flim1=210Mpa Flim2 =190Mpa由图11.27查得：YNT1=YNT2=1按一般可靠度选取安全系数SF=1.3 计算两轮的许用弯曲应力F1=Flim1YNT1/SF=210×1/1.3Mpa=162MpaF2=Flim2 YNT2/SF =190×1/1.3Mpa=146Mpa将求得的各参数代入式F1=4kT1YFYS/R(1-0.5R)2 Z2 m3(u2+1) 1/ 2=4×1.1×1.1×105×2.58×1.61/0.3(1-0.5×0.3) 2 282×2.53×(27+1) 1/ 2 Mpa=121.43Mpa< F1F2=4kT1YFYS/R(1-0.5R)2 Z2 m3(u2+1) 1/ 2=4×1.1×1.1×105×2.25×1.77/0.3(1-0.5×0.3) 2 ×842×2.53×(27+1) 1/ 2Mpa=116.42Mpa< F2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(9)计算齿轮的圆周速度VV=d1n1/60×1000=3.14×77.2×300/60×1000=1.21m/s 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，维护方便，具有适用于不易燃，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）：d/a (kw) 式(2)：V/1000 (KW)因此 Pd=FV/（1000） (KW)由电动机至运输带的传动总效率为：总=×××××× 式中：1、2、3、4、5、分别为联轴器、轴承、齿轮传动、轴承、链传动、轴承和链传动的传动效率。取=0.99，0.99，0.95，0.99。=0.96，=0.99=0.96。则：总=0.99×0.99×0.95×0.99×0.96×0.99×0.99=0.867所以：电机所需的工作功率：Pw= FV/1000总 =(2500×1.45)/(1000×0.867) =4.18 (kw)3.确定电动机转速 由公式 V=得： n= 链轮工作转速为： nr/min =135.9375 r/min 而链传动比i=2，根据机械设计手册表1-8推荐的传动比合理范围，取齿轮传动比一级减速器传动比范围i3。则总传动比理论最大值为：I。故电动机转速的可选范为 nd i×i =6 135.9375 r/min =815.625 r/min则符合这一范围的同步转速且额定功率大于4.18Kw的只有：Y160M2-8.额定功率：Pd=5.5Kw 满载转速：nd=720r/min电动机主要外形和安装尺寸：中心高H外形尺寸L×(AC/2+AD)×HD底角安装尺寸 A×B地脚螺栓孔直径 K轴 伸 尺 寸D×E装键部位尺寸 F×GD132520×345×315216×1781228×8010×41三、确定传动装置的总传动比和分配级传动比：由选定的电动机满载转速nd和工作机主动轴转速nw1.可得传动装置总传动比为： i=5.3总传动比等于各传动比的乘积分配传动装置传动比i= i×i （式中i×i分别为减速器和链传动的传动比） 2.分配各级传动装置传动比： 已知链传动传动比i=2因为：i= i×i所以：iii=5.3/2=2.65由文献1P84页的表0-4、表0-9及表4-4、4-5进行选材和热处理。由表4-6确定精度等级，设计后由表4-7校定或由表5-3查出。3.确定齿数Z及校核(1)选Z。软齿面应尽量选大些。(2)Z= iZ。且Z为整数。(3)计算U=(4)=5四、按接触强度计算d1 1.计算公式 2.计算T1T1=95500 Pd-Kw nd-r/min =0.99 3.计算K K=KAKVK (1)由表4-8选用系数KA (2)选动载荷系数KV记为KVt (3)取值。一般取=0.3 = (4)由土4-45查出齿向载荷分布系数K (5)计算 K=KAKVK 取KV=KVt故Kt=KAKVK 4.弹性系数ZE由表4-9查得 5.节点系数ZH由表4-48查得 6.许用应力H=ZNZW (1)由图4-58查得(2)由已知条件计算 N1=60n1*r*tn N2=N1/U式中：n-啮和次数 n1-r/min tn-每天工作小时 N-年300天/年小时/天(3)由图4-59查得寿命系数 ZN1 ZN2 (4)由表4-11查得安全系数SH(5)由图查得工作硬化系数Zw(6)计算 H1=ZNZW H2=ZNZW(7)计算d1 d1 试选Kt=Kvt 五、校核d1 因为试选的Kv可能与实际不符合。(1)模数m=取标准值。可改变Z1而达到选用适当的m的目的，但 u有变则需重新计算d1。 (2)按几何关系计算d1 d1=m Z1 dm1= d1(1-0.5) (3)圆周速度Vm（平均直径dm） Vm= 计算 由查图4-43得Kv (4)校核d1 d1= d1与d1t相差太大，则需重新选Kvt，再计算d1t六、校核齿根弯曲强度 (1)计算公式 (2)当量齿数计算 Zv= a. b. c.由当量齿数Zv查图4-55得齿形系数YFa1,YFa2查图4-56得齿根应力修正系数Ysa1,Ysa2.d.确定F=YHYx 查图4-61得和 查图4-62得YN1, YN2查图4-63得尺寸系数Yx查图4-11得安全系数SF计算 比较 ，的大小，取较大值校核弯曲强度七、几何尺寸计算1.分度圆直径d d1 =mZ1 d2=mZ22.节锥 =arctan =90-3.节锥距RR=4.齿宽b=R5.周节P=m6.齿顶高ha ha=m7.齿根高hf hf=1.2m8.齿顶间隙 c=0.2m9.齿顶圆直径 =m(Z+2) =m(Z+2)10.齿根圆直径 = m(Z-2.4)= m(Z-2.4)八、受力分析Ft1=-Ft2=Fr1=-Fa2= Ft1*tanFa1=-Fr2= Ft1*tan九、动装置的运动和动力设计：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.P，P，.为各轴的输入功率 （KW）T，T，.为各轴的输入转矩 （N·m）n,n,.为各轴的输入转速 （r/min）可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数1.运动参数及动力参数的计算（1）计算各轴的转数： 轴：n=nm/ i0=720/1=720r/min轴：n= n/ i1 =720/2.65=270.7 r/min（2）计算各轴的功率：轴： P=Pd×1 =5.5×0.99=5.445（Kw）轴： P= P×2×3 =5.445×0.99×0.95 =4.865（KW）计算各轴的输入转矩：电动机轴输出转矩为： Td=9550·Pd/nm=9550×5.5/720=72.95 N·m轴： T= Td·i0·1=72.95×1×0.99=72.22 N·m 轴： T= T·i1·2·3 =72.22×2.65×0.99×0.95=180 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=5.445×0.99=5.121 KWP= P×轴承=4.865×0.99=4.816 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=72.22×0.99=71.50 N·mT = T×轴承 =180×0.99=178.20 N·m小齿轮为45钢，调质217HBS255HBS。取240HBS。大齿轮为45钢正火163HBS217HBS。取200HBS。8级精度Z选20Z=2.6520=53 U=2.65=0<5T1=.50.99/720=72221.9 N*mmKA=1.0KVt=1.1=0.3 =0.500K=1.03Kt=1.133ZE=189.8ZH=2.5=570MPa=460MPaN1=1.27N2=4.76tn =29200ZN1=1ZN2=1SH=1Zw=1H1=570MPaH2=460MPad1tm=4.395取m=4.5d1=90mmdm1=76.5mmVm=2.88m/s=0.576Kv=1.0d1=85.14mm故d1与d1t相差不大，符合要求。=0.936=20.67=0.353=69.33=21.37=150.14YFa1=2.63 YFa2=2.16Ysa1=1.56 Ysa2=1.89=230MPa=190MPaYN1=YN2=1Yx=1SF=1=230MPa =190MPa<故取大齿轮计算合格d1=90mmd2=238.5mm=20.674=69.326R=127.46mmb=38.238mm 取b=40mmP=14.13mmha=4.5mmhf=5.4mmc=0.9mm=91.9mm=241.7mm=79.9mm=234.7mmFt1=Ft2= FtFt=1888.15NFr1=-Fa2=643.25NFa1=-Fr2=242.59Nn=720r/minn=270.7 r/minP=5.445KwP=4.865KWwTd=72.95 N·mT=72.22 N·mT=180 N·mP= 5.121 KwP =4.816 KwT=71.50 N·mT =178.20 N·m综合以上数据，得表如下：轴名效率P （KW）转矩T （N·m）转速nr/min传动比 i效率输入输出输入输出电动机轴5.572.9572010.99轴5.4455.12172.2271.507202.650.95轴4.8654.816180.00178.20270.7七 轴的设计1.齿轮轴的设计 (1)确定轴上零件的定位和固定方式 （如图） (2)按扭转强度估算轴的直径选用45#调质，硬度217255HBS轴的输入功率为P=5.445 Kw 转速为n=72.95r/min根据课本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=117d(3)确定轴各段直径和长度 从大带轮开始右起第一段，由于齿轮与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取D1=28mm，又带轮的宽度b=40 mm 则第一段长度L1=40mm右起第二段直径取D2=36mm根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的内端面与带轮的左端面间的距离为30mm，则取第二段的长度L2=40mm 右起第三段，该段装有滚动轴承，选用圆锥滚子轴承，则轴承承受径向力和轴向力为零，选用30209型轴承，其尺寸为45×85×19，那么该段的直径为D3=45mm，长度为L3=20mm右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D4=50mm，长度取L4= 80mm 右起第五段为滚动轴承段，则此段的直径为D5=45mm，长度为L5=20mm右起第六段，为联轴器接入轴,由于电机Y160M2-8的轴的直径为d2=42mm，故选择齿式联轴器GICL3型，选d1=42mm。即D6=42mm。长度取L6= 100mm 。 (4)求齿轮上作用力的大小、方向 小齿轮分度圆直径：d1=90mm作用在齿轮上的转矩为：T1 =84.97 N·m 求圆周力：FtFt=1888.15N 求径向力FrFr=Ft·tan=1888.15×tan200=643.25NFt，Fr的方向如下图所示 （5）轴长支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。 水平面的支反力：RA=944.08N RB=2832.23 N 垂直面的支反力： RA= =321.67NRB =964.88 N（6）画弯矩图 右起第四段剖面处的弯矩： 水平面的弯矩：M水平=RA×0.08=37.76 Nm 垂直面的弯矩：M垂直= RA×0.08=12.87 Nm 合成弯矩： （7）画转矩图： T= Ft×d1/2=84.59 Nm （8）画当量弯矩图 因为是单向回转，转矩为脉动循环，=0.6 可得右起第四段剖面C处的当量弯矩： （9）判断危险截面并验算强度右起第四段剖面处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以该剖面为危险截面。已知M当=93.87Nm ,由课本表13-1有:-1=60Mpa 则：e= M当/W= M当/(0.1·D43)=93.87×1000/(0.1×453)= 10.30MPa<-1右起第一段处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面： e= MD/W= MD/(0.1·D13)=50.75×1000/(0.1×283)=33.12 Nm<-1 所以确定的尺寸是安全的 。 受力图如下：D1=28mmL1=40mmD2=36mmL2=40mmD3=45mmL3=20mmD4=50mmL4=80mmD5=45mmL5=20mmD6=42mmL6= 100mmFt=1888.15NmFr=643.25NmRA=944.08NRB=2832.23NRA=321.67NRB=964.88 NM水平=37.76 Nm M垂直= 12.87 Nm M合=39.89NmT=84.59 Nm =0.6M当=93.87Nm-1=60MpaMD=50.75Nm 输出轴的设计计算(1) 确定轴上零件的定位和固定方式 （如图） (2)按扭转强度估算轴的直径 选用45#调质，硬度217255HBS轴的输入功率为P=4.865 Kw 转速为n=270.7 r/min根据课本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=117d 取d=40mm(3)确定轴各段直径和长度 从右端开始右起第一段， 安装滚动轴承。 故D1=45mm, L1=19mm.右起第二段为滚动轴承的轴肩，其直径应小于滚动轴承内圈的外径。取D2=50mm ，L2=36mm右起第三段为圆锥齿轮的轴肩，其直径应大于圆锥齿轮的轴孔孔径，取D3=60mm，长度根据箱体的具体参数设计得到，在此取L3=80mm。右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%，大齿轮的分度圆直径为238.5mm，则第四段的直径取50mm,齿轮宽为b=40mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=38mm。右起第五段，考虑齿轮的轴向定位需要安装套筒取D5=48mm ,长度取L5=20mm。右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D6=45mm，长度L6=20mm7右起第七段为链轮的轴肩，取D7=42mm ，L3=70mm(4)求齿轮上作用力的大小、方向 大齿轮分度圆直径：d1=238.5mm作用在齿轮上的转矩为：T1 =71.50N·m 求圆周力：FtFt=2T1/d2=2×71.5/0.2385=599.58N 求径向力FrFr=Ft·tan=599.58×tan200=218.23NFt，Fr的方向如下图所示（5）轴长支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。 水平面的支反力：RA= Ft×100/120=1573.46N, RB=Ft×20/120 = 314.69 N 垂直面的支反力：RA= Fr×100/120=207.99NRB =Fr×20/120=41.60 N（6）画弯矩图 右起第四段剖面处的弯矩： 水平面的弯矩：M水平=RA×0.02= 31.47 Nm 垂直面的弯矩：M垂直=RA×0.02=4.16 Nm 合成弯矩： （7）画转矩图： T= Ft×d2/2=71.50 Nm（8）画当量弯矩图 因为是单向回转，转矩为脉动循环，=0.6 可得右起第四段剖面处的当量弯矩： （9）判断危险截面并验算强度右起第四段剖面处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面为危险截面。已知M当=53.37Nm ,由课本表13-1有:-1=60Mpa 则：e= M当/W= M当/(0.1·D43)=53.37×1000/(0.1×383)=9.73MPa<-1右起第七段处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面： e= M7/W= M7/(0.1·D73)=42.9×1000/(0.1×423)=5.79MPa<-1 所以确定的尺寸是安全的 。 以上计算所需的图如下：d=40mmD1=45mmL1=19mmD2=50mmL2=36mmD3=60mmL3=80mmD4=50mmL4=38mmD5=48mmL5=20mmD6=45mmL6=20mmD7=42mmL7=70mmFt=599.58NFr=218.23NRA=1573.46NRB=314.69NRA=207.99NRB=41.60 NM水平=31.47NmM垂直= 4.16 NmM合=31.74NmT=71.50 Nm=0.6M当=53.37Nm-1=60MpaM7=42.9Nm绘制轴的工艺图（见图纸）八箱体结构设计(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表：名称符号尺寸（mm）机座壁厚8机盖壁厚15机座凸缘厚度b15机盖凸缘厚度b 15机座底凸缘厚度b 215地脚螺钉直径df15轴承旁联结螺栓直径d18机盖与机座联接螺栓直径d26轴承端盖螺钉直径d38窥