設計用于螺旋輸送機一級圓柱齒輪減速器

1、機械設計課程設計計算說明書 設計題目 螺旋輸送機的一級圓柱齒輪減速器 機械設計制造及其自動化 專業(yè) （2） 班 設計者 鮑貴洲 學號 指導教師 陳剛 2014 年 12 月 24 日三明學院機電工程學院目錄一、電動機的選擇3二、確定傳動裝置的總傳動比和分配級傳動比及運動 和動力參數(shù)計算53、 圓柱齒輪的設計計算64、 圓錐齒輪的設計計算11五、低速軸設計14六、高速軸設計16七、鍵的連接設計19八、箱體結構設計20九、密封和潤滑的設計21十、設計小結以及參考文獻22機械設計課程設計任務書一、 設計題目：設計用于螺旋輸送機的一級圓柱齒輪減速器運動簡圖: 1電動機2聯(lián)軸器3級圓柱齒輪減速器4開式圓

2、錐齒輪傳動5輸送螺旋 已知條件：1.工作參數(shù)：運輸機工作軸轉矩T/(N.m)=820; 運輸機工作軸轉軸n/(r.min)=130;2. 工作條件：連續(xù)單項運轉，工作時有輕微振動，使用期限8年，生產(chǎn)10臺，兩班制工作，運輸機工作轉速允許誤差5%.設計工作量：一 編寫設計計算說明書份(附:內(nèi)容順序如下)1 目錄（標題及頁次）2 設計任務書3 電動機選擇傳動比分配及運動和動力參數(shù)計算4 帶的選擇及計算、齒輪的設計計算5 軸的設計計算及校核（并簡要說明軸的結構設計）6 潤滑密封及拆裝等簡要說明8 參考資料二 繪制減速器裝配圖1張；三 繪制減速器零件圖2張。 設 計 計 算 及 說明 結 果一、電動機

3、選擇1.1電動機類型和結構的選擇：選擇Y系列一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機，此系列電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機，其結構簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便，適用于不易燃，不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械。 1.2確定電動機的功率和型號電動機所需功率為：由電動機至輸送機的傳動總效率為：根據(jù)機械設計課程設計P9表3-1式中：分別為聯(lián)軸器1、滾動軸承（四對）、圓柱測量傳動、聯(lián)軸器2和圓錐齒輪傳動的傳動效率。取 T=820N/m n=130r/min =0.85 所以：電機所需的工作功率： 電機額定功率=15kw由機械設計課程設計得=15kw確定電動機轉速： 根據(jù)機械設計課程

4、設計附錄A得推薦傳動比的合適范圍取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍 取開示圓錐齒輪傳動比 為則總傳動比理論范圍故電動機轉速可選范圍為： 符合這一范圍的的同步轉速有750、1000和1500r/min根據(jù)容量和轉速，查機械設計課程設計附錄K.1及K.2得到三種電動機的型號：方案電動機型號額定功率電動機轉速電動機質量傳動裝置傳動比總傳動比圓錐齒輪傳動 減速器同步轉速滿載轉速1Y160L-4151500146014411.6833.892Y180L-61510009701957.7673.883Y200L-8157507302505.842.52.34綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和圓錐

5、齒輪傳動、減速器傳動比，可見第一方案比較合適因此選定電動機型號為Y160L-4,其主要性能：額定功率15KW，滿載1460r/min。額定轉矩2.2.質量144kg二、計算總傳動比和分配各級傳動比2.1確定傳動裝置的總傳動比和各級傳動比的分配 （1） 傳動裝置總傳動比 由選定的電動機滿載轉速nm和工作機主動軸轉速n 可得傳動裝置總傳動比為：ia= nm/ n = 1460/130=11.23 總傳動比等于各傳動比的乘積ia=i0i (式中i0 、i分別為開式圓柱齒輪和圓錐齒輪的傳動比） （2）分配各級傳動裝置傳動比： Y160L-4型電動機ia=11.23i0=3i=3.74 根據(jù)指導書，取i

6、0 =3（圓柱齒輪傳動 i=35） 因為：iai0 i 所以：iiai0 11.23/33.74 2.2將傳動裝置各軸由高速至低速依次定為： 電機軸、軸、軸、軸、軸i0,i1，.為相鄰兩軸間的傳動比 01，12，.為相鄰兩軸的傳動效率 P，P，.為各軸的輸入功率 （KW） T，T，.為各軸的輸入轉矩 （Nm） n,n,.為各軸的輸入轉矩 （r/min） 可按電動機軸至工作運動傳遞路線推算，得到各軸的運動和動力參數(shù) （1）計算各軸的轉速： 軸（高速軸）：n= nm=1460（r/min） 軸（低速軸）：n= n/ i=1460/3=486.67 r/min III軸：n= n=486.67r/m

7、in IV軸：nIV= n/i0=486.67/3.74=130.12 r/min （2）計算各軸的輸入功率： 軸： P=Pd01 =Pd1=13.130.99=13（KW） 軸： P= P12= P23=130.990.97=12.48（KW） III軸： P= P23= P24=12.480.990.99 =12.23（KW） 軸：PIV= P25=12.230.930.99=11.26（KW） （3）計算各軸的輸入轉矩：=1460 r/min=486.67 r/min=486.67r/min=130.12r/min=13 kW =12.48 kW=12.23 kW=11.26 kW 軸：

8、 T=9550P/n=85 Nm 軸：T=9550P/n=224.9Nm III軸：T= 9550P/n=240Nm軸：TIV = 9550PIV/nIV=826.41Nm 2.3綜合以上數(shù)據(jù)，得表如下：軸名功效率P （KW）轉矩T （Nm）轉速nr/min傳動比 i效率電動機軸1598.114601軸138514600.99軸12.48224.9486.6730.96軸12.23240486.673.740.98軸11.26826.41130.120.92三、圓柱齒輪的設計 3.1、選精度等級、材料及齒數(shù) 1 運輸機為一般工作機器，速度不高，參考表10-6，選用7級精度（GB10095-88

9、）。2 通過查表10-1選擇小圓柱齒輪40C r（調質熱處理）硬度 280HBS ，大齒輪45鋼（調質熱處理）硬度240HBS，二者硬度差值為 40HBS；3 取小齒輪齒數(shù)Z1=28，大齒輪齒數(shù)Z2=Z1i=283= 84。實際傳動比i=84283, 傳動比誤差：|33/3|23 ,所以可用。 3.2按齒面接觸強度設計 按式（10-21）試算，即 d2tT=85 Nm T=224.9NmT=240NmTIV=826.41Nm=28=84（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1) 試選載荷系數(shù)KHt=1.6。2) 小齒輪傳遞的轉矩 T1=(9.55106P1)/n1=8.5104 Nmm3) 由圖10-2

10、0查得區(qū)域系數(shù)ZH=2.5。4) 由式（10-9）計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù) =1.735,5) 由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8 齒輪材料為鍛鋼6) 由表10-7選取齒寬系數(shù)=17) 由式（10-15）計算應力循環(huán)次數(shù)N=60njLhj 為齒輪每轉一圈時，同一齒面嚙合的次數(shù)；n為齒輪轉速；Lh為齒輪的工作壽命。 N2=3.76109 / 3=1.251098) 由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.9，KHN2=0.959) 由圖10-25d查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=600Mpa，大齒輪的接觸疲勞強度極限=550Mpa計算接觸疲勞許用應力。 取失效概率為1，

11、安全系數(shù)S=1，由式（10-14）得=0.9600540 Mpa =0.95550522.5 Mpa取較小值，所以H=522.5 Mpa（2） 計算1) 試算小齒輪分度圓直徑d1t，由計算公式d1t得d1t=60.84mm=1.6=1ZH=2.5ZE=189.8MPa1/2Z=0.869=600MPa=550MPaKHN1=0.9KHN2=0.95=540MPa=522.5MPa =60.84mm2) 計算圓周速度v=4.65m/s3) 計算齒寬b齒寬：b=dd1t=160.84=60.84mm 4) 計算載荷系數(shù)1 由機械設計表10-2查得使用系數(shù)=1。2 根據(jù)V=4.65m/s，7級精度，

12、由圖10-8查得動載系數(shù)=1.133 計算齒輪的圓周力 =285000/60.84N=2.794N/b=12.794/60.84N/mm=45.92N/mm 100N/mm查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)=1.24 由機械設計表10-4用插值法查得8級精度、小齒輪相對支撐對稱分布時，齒向載荷分布系數(shù)=1.42 得到實際載荷系數(shù) 5 由式(10-9)可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑 =60.84=64.71mm 及相應的齒數(shù)模數(shù) m=mm=2.311mm 3.3.按齒根彎曲強度設計 （1）由式（10-7）計算模數(shù)，即 1）確定公式中的各參數(shù)值試選=1.6 由圖10-17查得齒形系數(shù) =2.65

13、=2.23由圖10-18查得應力修正系數(shù) =1.58 =1.76由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為 =500 MPa =380MPa由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.85 =0.88取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 由式（10-14）得=MPa=303.57MPa=MPa=238.86MPav=4.65m/sb=60.84mmK=1.925=64.71mmm=2.311mm=1.6=2.65=2.23=1.58=1.76=500 MPa=380MPa=0.85=0.88S=1.4 =0.0138 =0.0164 因為大齒輪的大于小齒輪，所以取=0.0164 2）試算模

14、數(shù) =1.571mm (2)調整齒輪模數(shù) 1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備 圓周速度V d1=mtZ1=1.57128=43.988mm V=m/s=3.36m/s 齒寬b b=dd1=143.988mm=43.988mm 寬高比b/hh=2(2ha*+c*)mt=2(21+0.25) 1.571mm=3.535mmb/h=12.44 2）計算實際載荷系數(shù)KF 根據(jù)V=3.36m/s,7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)KV=1.08 由 查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)d1=43.988mmV=3.36m/sb=43.988mm 3）由機械設計表10-4用插值法查得 ，結合b/h=1.44 查圖

15、10-13，得=1.45 則載荷系數(shù)KF=KAKV=1.566 4）由式（10-13）可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)m=取由彎曲疲勞強度算得的模數(shù)1.560，并且近圓整為標準值m=2按接觸疲勞強度算得分度圓直徑d1=64.71mm。小齒輪齒數(shù)Z1=取Z1=33，則大齒輪齒數(shù)Z2=i2Z1=,取Z2=102，Z1Z2互為質數(shù)。這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。 4、幾個計算 （1）計算分度圓直徑 （2）計算中心距 （3）計算齒輪寬度 考慮不可避免的安裝誤差，為了保證設計齒寬b和節(jié)省材料，一般將小齒輪略加寬（510）mm, =b+

16、(510)mm=6974mm 取=72mm，而使大齒輪的齒寬等級設計齒寬，即=b=64mm5、圓整中心距后的強度校核 （1）齒面接觸疲勞強度的校核 =502MPa 齒面接觸疲勞強度滿足要求，并且齒面接觸應力比標準齒輪有所下降。 =1.45m=2Z1=32Z2=102=720mm=64mm （2）齒根彎曲疲勞強度校核 將數(shù)據(jù)代入（10-6）得 齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞強度破壞的能 力大于大齒輪。 6、主要結論 Z1=32 Z2=102 模數(shù)m=2mm 中心距a=134mm 齒寬b1=72mm, b2=64mm 大齒輪選用45號鋼，小齒輪選用40Cr 并采用7級精度。四、圓

17、錐齒輪設計（1）選擇齒輪材料和精度等級材料均選取45號鋼調質。小齒輪齒面硬度為280HBS，大齒輪齒面硬度為2400HBS。精度等級取7級。試選小齒輪齒數(shù)?。?）按齒面接觸疲勞強度設計齒面接觸疲勞強度設計公式 試選載荷系數(shù)：。 計算小齒輪傳遞的扭矩： 取齒寬系數(shù)： 確定彈性影響系數(shù)：由表10-5， 確定區(qū)域系數(shù)：查圖10-20，標準直齒圓錐齒輪傳動： 根據(jù)循環(huán)次數(shù)公式（10-15），計算應力循環(huán)次數(shù)： 查圖10-23得接觸疲勞壽命系數(shù)：，= 查圖10-25(d)得疲勞極限應力：， 由3式（10-14）計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1%，安全系數(shù)， 由接觸強度計算出小齒輪分度圓直徑：， 則

18、齒輪的圓周速度 計算載荷系數(shù)：a：齒輪使用系數(shù)，查表10-2得b：動載系數(shù)，查圖10-8得c：齒間分配系數(shù)，查表10-3得d：齒向載荷分布系數(shù) e：接觸強度載荷系數(shù)按載荷系數(shù)校正分度圓直徑計算齒輪的相關參數(shù)，(3)按齒根彎曲疲勞強度計算載荷系數(shù)當量齒數(shù)，查圖10-17和圖10-18得，取安全系數(shù)由圖10-22得彎曲疲勞壽命系數(shù)，查圖10-24(c)得彎曲疲勞極限為：，許用應力 =2.27mm（2） 調整齒輪模數(shù) 1）計算圓周速度V = V=m =3.78mm2） 齒寬b=37mm3） 計算實際載荷系數(shù)4） 由式（10-13）可得實際載荷模數(shù)為 取標準模數(shù)m=2mm，則 （3） 幾何尺寸計算 1

19、）計算分度圓 2）計算分錐角 ， 3）計算齒寬 b = ?。?） 主要結論 ，m=2mm， ， 材料均選取45號鋼調質，精度等級取7級。 b=37mm= m=2mm五.低速軸設計(1)確定軸上零件的定位和固定方式 （如圖）1，5滾動軸承 2軸 3齒輪 4套筒 6密封蓋 7鍵 8軸承端蓋 9軸端擋圈 10半聯(lián)軸器（2）軸的結構設計選45號鋼材料進行正火處理，正火處理可以提高強度和硬度，操作簡便，產(chǎn)生周期短，成本也低。選取毛胚直徑d100mm，已算得=12.48KW,=486.67r/min，= Nm根據(jù)機械設計課本表15-3取得Ao=112dminAo=33mm1) 聯(lián)軸器的選擇 計算轉矩 Tc

20、a=Nm 查附錄J，選用LX2型彈性套柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器孔徑d=35mm，半聯(lián)軸長度L=82mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=60mm。（3）確定軸各段直徑和長度直徑部分：d=35mm；d=38mm；d=40mm；d=45mm；d=50mm；d=40mm。因為半聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸右端需要制出一個軸肩，所以d=d+2（0.070.1）d=38mm.該段有滾動軸承，選用深溝球軸承6308，尺寸為dDT=409023，所以該段d=40mm.該段為齒輪軸段，取其d=45mm.該段有軸環(huán)，軸肩高度h=（23）R，查表得R=1.6，取h=4 則d=50mm.此段為軸承段，與段直徑一樣，所以d=

21、40mm.長度部分L=58mm；L=50mm；L=49mm；L=62mm；L=10mm；L=47mm；為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，所以LL1，取L=58mm軸承端蓋的總寬度為20mm。根據(jù)軸承端蓋的拆裝以及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外斷面與半聯(lián)軸器間的距離l=30mm，所以L=50mm、取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離=16mm，錐齒輪與圓柱齒輪之間的距離c=20mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離s，去s=8mm，已知滾動軸承T=23.75，L=49mm已知齒輪輪轂的寬度為64，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，所以L64mm，取L=62m

22、m軸環(huán)寬度b1.4h，h=（23）R，h=（46），取L=10mm由軸承型號可得L=47mm（4）軸的受力分析 已知T2=225Nm 齒輪上作用力大小的受力分析圓周力Ft=2T2/d2= 2206N 徑向力Fr=Fttan=803N軸向力Fa=0N軸的跨距：左右軸承的支反力作用點到齒輪作用力作用點的距離為54+80+10+57+23.75=224.75mm。做軸的受力簡圖，如圖A 做水平面受力圖和彎矩圖 ，如圖A Fbh2=Fah2=Ft/2=1855.5N Mch=Fah2224.75=4.17105Nmm 做垂直面的受力圖和彎矩圖,如圖A Fav2=Fr*94/224.75=565N Fb

23、v2=Fr-Fav2=786N Mcv=Fav295+Fbv2130.75=1.56105Nmm M=（Mch）2+(Mcv)2=2.52105Nmm =(M2+(T) 2)/W=19.98Mpa 查機械設計書本表15-1得到（-1）=55Mpa，所以安全六.高速軸設計1、高速軸的計算 (1)軸上的功率，轉速，轉矩， (2)求作用在齒輪上的力 圓周力，徑向力 (3)初估軸的最小直徑 先按3式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。 根據(jù)3表15-3，取，于是得 由于輸入軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處軸徑。為了使所選軸徑與聯(lián)軸器 孔徑相適應，故需同時選擇聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計

24、算轉矩，查3表14-1 查標準GT/T 5014_2003或手冊，選用LX1系列，孔徑選為。故 取，聯(lián)軸器與軸配合的輪轂長度為38mm。 (4)軸的結構設計 1.軸段1，由聯(lián)軸器型號直徑為24mm，右端應有軸肩定位，為了軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的斷面上，故要略短些，取。 2.軸端2，為了滿足小齒輪的軸向定位要求,軸段左邊需要制造出一軸 肩,h=(0.0070.1)d，考慮到密封圈標準,故d=32mm；左端聯(lián)軸器又端面距 離短蓋取30mm，加上軸承寬度和端蓋寬度20mm，軸段長度定為50mm。 3.軸段3，由軸承內(nèi)圈直徑得軸段直徑為32mm，由于軸承只受徑向力的作用，選用圓深溝球軸承6

25、307系列，尺寸為358021，所以d=35mm；取齒輪距箱體16mm，由擋油盤的標準取寬度為8mm，則=21+16+8+2=48mm； 4.軸段4為過渡段，取，取L=10mm。 5.軸段5，由于小齒輪較小，由第三步齒輪左端與左軸承之 間采用軸套定位，已知小齒輪齒寬為72mm，為軸筒壓緊，故取，齒輪右段采用軸肩定位，軸肩高度h=（2-3）R，由軸徑d=40mm，得R=1.6，故取h=4mm，則軸環(huán)處的直徑48mm，軸環(huán)寬度，則。 6.軸段7，由第三步可得d=35mm， 。 2.軸上的載荷 1）軸的傳遞轉矩 軸傳遞的轉矩T=157.6N.M 2）求軸上的作用力 軸上的作用力齒輪上徑向力FR1=F

26、t，其中n=20。，=0。 故FR1=1730N，齒輪上的圓周力Ft=2T2/d=865N,軸向力Fa=0N 3）求支反力 Fbh2=Fah2=Ft/2=865 在右軸承的支反力的作用點引出齒輪作用力作用點的距離為0.521+50 0.5+80+61=176.5 做軸的受力簡圖 做水平面受力圖和彎矩圖 Fbh2=Fah2=Ft/2=2378N Mch=Fah2176.5=4.197105Nmmd=24mm；d=32mm；d=35mm；d=38mm；d=40mm；d=48mm；d=35mm。L=36mm；L=50mm；L=48mm；L=8mm；L=70mm；L=10mm；L=46mm。 做垂直面

27、的受力圖和彎矩圖 Fav2=Fr75/213=609N ，F(xiàn)bv2=Fr-Fav2=1121N Mcv=Fav224.75=1.526105Nmm M=（Mch）2+(Mcr)2=4.466105Nmm =(M2+(T) 2)/W=25.34Mpa 查機械設計書本表15-1得到（-1）=55Mpa，所以安全七鍵連接設計7.1低速軸處1）齒輪處軸段直徑 d=45mm，軸長62mm，選用A型普通平鍵 查表6-2得 p=100120MPa 查表6-1得鍵的寬度b=14mm，鍵高h=9mm，鍵的長度L=52mm 按抗壓強度校核 鍵的工作長度 l=L-b=（52-14）mm=38mm T=225N.m

28、按式（6-1）得P= =MPa=79.81MPaP,故合適 鍵：bhl419522）聯(lián)軸器處軸段直徑d=35mm，軸長58mm，選用A型普通平鍵 查表6-2得 p=100120Mpa 查表6-1得鍵的寬度b=10mm，鍵高h=8mm，鍵的長度L=48mm 按抗壓強度校核 鍵的工作長度 l=L-b=（48-10）mm=38mm T=240N.m 按式（6-1）得P= =MPa=112MPaP,故合適鍵：bhl10848 7.2高速軸處 1）齒輪軸段直徑d=24mm，軸長36mm查表6-2得 p=100120Mpa 查表6-1得鍵的寬度b=8mm，鍵高h=7mm，鍵的長度L=26mm 按抗壓強度校

29、核 鍵的工作長度 l=L-b=（26-8）mm=18mm T=157.6N.m 按式（6-1）得P= =MPa=41.3MPaP,故合適鍵：bhl87262）齒輪處軸段直徑 d=40mm，軸長70mm，選用A型普通平鍵 查表6-2得 p=100120MPa 查表6-1得鍵的寬度b=12mm，鍵高h=8mm，鍵的長度L=60mm 按抗壓強度校核 鍵的工作長度 l=L-b=（60-12）mm=48mm T=85N.m 按式（6-1）得P= =MPa=22.3MPaP,故合適 鍵：bhl12860b=14mmh=9mmL=52mmb=10mmh=8mmL=48mmb=8mmh=7mmL=26mmb=

30、12mmh=8mmL=60mm八箱體結構設計（1）窺視孔和窺視孔蓋 在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺視孔，以便檢查齒面接觸斑點和赤側間隙，了解嚙合情況。潤滑油也由此注入機體內(nèi)。窺視孔上有蓋板，以防止污物進入機體內(nèi)和潤滑油飛濺出來，尺寸設計根據(jù)手冊第89頁。（2）放油螺塞 減速器底部設有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞賭注，尺寸設計根據(jù)手冊第90頁確定。（3）油標油標用來檢查油面高度，以保證有正常的油量。油標有各種結構類型，有的已定為國家標準件，尺寸設計根據(jù)手冊第85頁確定。（4）通氣器減速器運轉時，由于摩擦發(fā)熱，使機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，導致潤滑油從縫隙向外滲漏。所以多在機蓋頂部或

31、窺視孔蓋上安裝通氣器，使機體內(nèi)熱漲氣自由逸出，達到集體內(nèi)外氣壓相等，提高機體有縫隙處的密封性能，尺寸設計根據(jù)手冊第94頁右圖確定。（5）啟蓋螺釘 機蓋與機座結合面上常涂有水玻璃或密封膠，聯(lián)結后結合較緊，不易分開。為便于取蓋，在機蓋凸緣上常裝有一至二個啟蓋螺釘，在啟蓋時，可先擰動此螺釘頂起機蓋。在軸承端蓋上也可以安裝啟蓋螺釘，便于拆卸端蓋。對于需作軸向調整的套環(huán)，如裝上二個啟蓋螺釘，將便于調整，參考手冊第76頁選用M10型號的螺釘。（6）定位銷 為了保證軸承座孔的安裝精度，在機蓋和機座用螺栓聯(lián)結后，鏜孔之前裝上兩個定位銷，孔位置盡量遠些。如機體結構是對的，銷孔位置不應該對稱布置，尺寸參考手冊p84確定。（7）調整墊片 調整墊片由多片很薄的軟金屬制成，用一調整軸承間隙。有的墊片還要起調整傳動零件軸向位置的作用，尺寸參考手冊p80確定。（8）吊環(huán)和吊鉤 在機蓋上裝有鑄出吊環(huán)或吊鉤，用以搬運或拆卸機蓋，尺寸參考手冊p86確定。（9）密封裝置 在伸出軸與端蓋之間有間隙，必須安裝密封件，以防止漏油和污物進入機體內(nèi)。密封件多為標準件，其密封效果相差