一级减速器设计

初步设计
1. 设计任务书
设计课题：带式运输机上的一级闭式圆柱齿轮减速器。

设计说明：1) 运输机连续单向运转，工作负荷平稳，空载起动。

2) 运输机滚筒效率为0.96，滚动轴承（一对）效率η=0.98-0.99。

3) 工作寿命10年，每年300个工作日，每日工作16小时（大修期3年）。

4) 电力驱动，三相交流电，电压380/220V 5) 运输容许速度误差为5%。

2. 原始数据
3. 传动系统方
案的拟定
（一级展开式圆柱齿轮减速
器带式运输机
的传动示意
图） 一、 电动机的选择 按照工作要求和条件，选用
三相鼠笼异步电动机，Y 系列，额定电压
380V 。

1. 电动机的容
量选择
电动机所需的
工作功率为 工作机所需工
作功率为
因此
由电动机至运输带的传动总效率为
式中：54321ηηηηη、、、、分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和滚筒的传动效率。

取96.01=η，98.02=η(滚子轴承)，97.03=η(齿轮精度8级，不包括轴承效率)，99.04=η(齿轮联轴器)，96.05=η，则 所以 kW Fv P a d 5.483
.0100000
.218501000=⨯⨯==
η
2. 确定电动机转速
滚筒轴工作转速为
取V 带传动的传动比4~2'1=i ，一级圆柱齿轮减速器传动比6~3'2=i ，则总传动比合理范围为24~6'=a i ，故电动机转速的可选范围为
3. 电动机型号的选定
4. 计算传动装置的运动和动力参数
由电动机的型号Y132M2-6，满载转速m in /960r n m =
1. 计算总传动比
总传动比
2. 合理分配各级传动比
由式
式中i i 、0分别为带传动和减速器（齿轮）的传动比。

为使V 带传动外廓尺寸不致过大，初步取8.20=i ，则减速器传动比为：
3. 各轴转速、输入功率、输入转矩的计算
各轴转速
Ⅰ轴 min /86.3428
.2960
0r i n n m ===Ⅰ Ⅱ轴 min /36.768
.249.4960101r i i n i n n m =⨯=⋅==
ⅠⅡ 滚筒轴 m in /36.76r n n ==ⅡⅢ
各轴输入功率
Ⅰ轴 kW P P P d d 32.496.05.4101=⨯=⋅=⋅=ηηⅠ
Ⅱ轴 W P P P k 11.497.098.032.43212=⨯⨯=⋅⋅=⋅=ηηηⅠⅠⅡ 滚
筒
轴
kW P P P 99.399.098.011.44224=⨯⨯=⋅⋅=⋅=ηηηⅡⅡⅢ
（.98.0~为输入功率乘轴承效率Ⅲ轴的输出功率则分别
Ⅰ） 各轴输入转矩 电动机输出转矩
Ⅰ轴 m N i T i T T d ⋅=⨯⨯=⋅⋅=⋅⋅=34.12096.08.277.4410010d ηηⅠ Ⅱ
轴
m N i T i T T ⋅=⨯⨯⨯=⋅⋅⋅=⋅⋅=63.51397.098.049.434.120321121ηηηⅠⅠⅡ
滚筒轴
（.98.0~承效率为各轴的输入转矩乘轴Ⅲ轴的输出转矩则分别
Ⅰ） 运动和动力参数设计结果整理于下表： 二、 传动件设计计算
1. 带传动设计(普通V 带)
8.2m in,/960,5.41===i r n kW P ;
工作寿命10年,每年300个工作日，每日工作16小时； 单向运转，工作负荷平稳，空载起动。

确定计算功率c P
由教材P218，表13-8 查得工作情况系数2.1=A K ,则 选择V 带型号
根据kW P c 4.5=，m in /9601r n =，由教材P219，图13-15选取A 型。

确定带轮基准直径21d d 、
由教材P214，表13-3，A 型V 带带轮最小直径mm d 75min =，又根据图13-15中A 型带推荐1d 的范围及下表三，取mm d 1401=，从动轮基准直径mm id d 3921408.212=⨯==，由表三，基准直径系列取mm d 4002=。

传动比86.2140
4001221===d d n n i
，传动比误差为%5%1.2%1008
.28
.286.2<=⨯-，故允许 验算带的速度
带速在s m /25~5范围内，合适。

确定中心距a 和V 带基准长度d L 由 )(2)(7.021021d d a d d +≤≤+
得
1080)400140(2)400140(7.03780=+⨯≤≤+⨯=a
则初取中心距mm a 4200= 初算V 带的基准长度
2
1221004)()(22a d d d d a L -+
++=π
查教材P212，表13-2，对A 型带选用mm L d 1800= 再计算实际中心距
mm L L a a d 52.4372
97
.17641800420200=-+=-+
≈，取mm a 460= 验算小带轮上包角1α
︒>︒=︒⨯--︒=︒⨯--
︒=12061.1473.57460
1404001803.57180121a d d α 合适。

确定V 带根数
由m in /96014011r n mm d ==，，查教材P214，表13-3，A 型单根V 带所能传递的基本额定功率kW P 42.10=,；查教材P217，表13-6，功率增量kW P 36.00=∆；查表13-7，包角修正系数91.0=αK ；查13-2，带长修正系数01.1=L K
[]()()3.301
.191.036.042.14.5000=⨯⨯+=∆+==
L c c K K P P P P P z α 取4=z 根 确定初拉力0F
由表13-1，得m kg q /1.0= 确定作用在轴上的压轴力Q F 带轮结构和尺寸
由Y132M2-6电动机知，其轴伸直径d=38mm ，长度L=80mm 。

故小带轮轴孔直径
mm d 380=，毂长应小于80mm 。

由机械设计手册，表14.1-24查得，小带轮结构为实心轮。

大带轮直径mm mm d 3504002>=，选用轮辐式
2. 齿轮传动设计
选择齿轮材料及确定许用应力 小齿轮选用45号钢(调质），齿面硬度为HBS 286~197；
MPa H 5801lim =σ,MPa FE 450=σ（表11-1）。

大齿轮选用45号钢（正火），齿面硬度为HBS 217~156,
MPa H 3752lim =σ，MPa FE 320=σ（表11-1）
由教材P171，表11-5，取0.1=H S ，25.1=F S 按齿面接触疲劳强度设计
查教材P169,表11-3，取载荷系数1.1=K ；查教材P175，表11-6，宽度系数0.1=d φ。

小齿轮上的转矩
查教材P171，表11-4，取0.162=E Z 小齿轮分度圆直径
[]mm Z Z u u KT d H H E d 369.575805.21628.218.20.11028.11.121232
5
32
11
1=⎪⎭
⎫ ⎝⎛⨯+⨯⨯⨯⨯=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+⨯≥σφ齿数取261=z ，则1172649.42≈⨯=z 。

故实际传动比5.426
117
==i （误差为0.2%<5%） 模数
mm z d m 5.226
369.5711===
齿宽 mm d b d 37.5737.570.11=⨯==φ，取mm b 602=，mm b 651=
查教材P57，表4-1 取mm m 5.2=
实际 mm m z d 655.22611=⨯=⨯=，mm m z d 5.2925.211722=⨯=⨯= 中心距 mm d d a 1792
5
.29265221=+=+=
验算轮齿弯曲强度 齿形系数
75.21=Fa Y (图11-8)，58.11=Sa Y (图11-9)
25.22=Fa Y ，82.12=Sa Y
[]MPa MPa z bm Y Y KT F Sa Fa F 25625426
5.237.5725
.275.21028.15.12212
5121111
=≤=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯==σσ[]MPa MPa Y Y Y Y F Sa Fa Sa Fa F F 36023958
.175.282
.125.2254211221
2=≤=⨯⨯⨯==σσσ，安全。

齿轮的圆周速度
对照教材P168，表11-2 可知选用9级精度是合宜的。

齿顶高 mm m h h a a 5.25.20.1*
=⨯==
齿根高 ()()mm m c h h a f 125.35.225.00.1**=⨯+=+=
小齿轮齿顶圆直径 mm h d d a a 705.2265211=⨯+=+= 齿根圆直径
mm h d d f f 75.58211=-=
大齿轮齿顶圆直径 mm h d d a a 5.2975.225.292222=⨯+=+=
齿根圆直径 mm h d d f f 5.287222=-=
三、 轴的设计与校核
1. 输入轴最小直径的设计和作用力计算
小齿轮选用45号钢(调质），齿面硬度为HBS 286~197；
按扭转强度初步设计轴的最小直径 选择45号钢，调质处理，255~217HBS
MPa MPa MPa S B 300,360,6501===-σσσ（教材P241，表14-1）
查教材P245，表14-2，取110=c
Ⅰ轴
mm n P c d 60.2586
.34232.411033
=⨯=≥ⅠⅠ
Ⅰ 考虑键槽
mm d 88.2605.160.25=⨯=Ⅰ 选取标准直径
mm d 30=Ⅰ (mm d 301=即)
以上计算的轴径作为输入轴外伸端最小直径。

轴的结构设计，轴上零件的定位、固定和装配
一级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面、右面均有轴肩轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。

求齿轮上作用力的大小、方向
小齿轮分度圆直径： mm d 651= 作用在齿轮上的转矩为： m N T ⋅=34.120Ⅰ
圆周力： N d T F t 8.370265
34.120200020001=⨯==
Ⅰ
径向力：
N F F t r 7.134720tan 8.3702tan =︒⨯==α
2. 输入轴的结构设计与校核
为了满足大带轮的轴向定位要求，如上图，A-B 轴段右端制出一
轴肩，故取B-C 段直径mm d C B 35=-；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径mm D 40=. 初步选择滚动轴承
因轴转速较高，且只承受径向载荷，故选取深沟轴承。

据《机械设计课程设计》定出滚动轴承型号6208。

其尺寸为mm mm mm B D d 188040⨯⨯=⨯⨯。

故取mm d d H G D C 40==--，而因为在齿轮与轴承之间要加上甩油环，取油环宽度为15mm,又轴应比轴承与甩油环长度之和稍短（轴不露头），故mm L L H G D C 30==--。

右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，由d h )1.0~07.0(=取mm h 5.3=，故取mm d G F 47=-。

左边甩油环采用轴肩定位，故取轴段E D -直径mm d d G F E D 47==--，mm L E D 7=-，轴F E -段为齿轮轴上齿轮的位置，齿宽mm b 651=，齿顶圆直径mm d a 701=。

据《机械设计课程设计》设计轴承盖尺寸结构以及轴的结构设计，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取mm L C B 70=-。

轴上零件的周向定位
齿轮，小齿轮与轴的周向定位均采用平键连接，由教材P156，查表10-9，按mm d B A 30=-，查得A 型平键为：
滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺
寸公差为M6。

计算轴上的载荷
确定轴承的指点为位置，简支梁的轴的支承跨距()mm L 109157265=+⨯+=。

根据轴的结构图作出轴的计算简图，再作出轴的弯矩图和扭矩图。

从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面C 是轴的危险截面。

截面C 处的支反力F ： 水平面H 上： N F F F t HB HA 4.18512
8.37022===
= 垂直面V 上：
N F F r VA 85.6732
7.13472===
，
N F F r VB 85.6732
7
.13472-=-=-
= 弯矩M ： 水平面H 上： m N L F M HA H /0.1012109
.04.18512=⨯=⨯= 垂直面V 上： m N L F M VA V /72.362
109
.085.67321
=⨯=⨯=
总弯矩：
m N M M M V H /46.10772.360.1012
22121=+=+=
轴传递的转矩
按弯矩合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大的弯矩和扭矩的截面(即危险截面C)的强度。

根据式()[]12
22
2
24-≤+=⎪⎭
⎫
⎝⎛+⎪⎭⎫ ⎝⎛=σαασW T M W T W M ca 及以上数据和轴单向旋转，扭矩切应力为脉动循环变应力，取6.0=α 轴的计算应力：
故安全。

3. 输出轴最小直径的设计和作用力计算
大齿轮选用45号钢（正火），齿面硬度为HBS 217~156 按扭转强度初步设计轴的最小直径
MPa H 3752lim =σ，MPa FE 320=σ（表11-1）
Ⅱ轴
mm n P c d 76.3736
.7611.411033
=⨯=≥ⅡⅡ
Ⅱ 考虑键槽
mm d 40.4007.176.37=⨯=Ⅱ 选取标准直径
mm d 45=Ⅱ
轴的结构设计，轴上零件的定位、固定和装配
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，该设计润滑方式为脂润滑，有甩油环，齿轮一面用轴肩定位，另一面用甩油环定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以甩油环定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，齿轮、右轴承和联轴器依次从右面装入。

求齿轮上作用力的大小、方向
大齿轮分度圆直径： mm d 5.2921= 作用在齿轮上的转矩为： m N T ⋅=63.513Ⅱ
圆周力： N d T F t 35125
.29263.513200020001=⨯==Ⅰ
径向力：
N F F t r 3.127820tan 8.3512tan =︒⨯==α
4. 输出轴的结构设计与校核
查标准GB/T5014-2003，选用LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250m N ⋅。

半联轴器的孔径mm d 451=，故取mm d B A 45=-，半联轴器与轴配合的毂孔长度mm L 841=。

为了满足半联轴器的轴向定位要求，如上图，B A -轴段左端需
制出一轴肩，故取C B -段直径mm d C B 50=-；右端用轴端挡圈定位，按轴端直径去挡圈直径mm D 50=，半联轴器与轴配合的毂孔长度
mm L 841=。

为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上，而不压在轴的端面
上，故B A -端的长度应比1L 略短一些，现取mm L B A 82=-。

初步选择滚动轴承。

因轴转速较高，且只承受径向载荷，故选取深沟球轴承。

据《机械设计课程设计》，表定出滚动轴承型号为6211。

其尺寸为mm B D d 2110055⨯⨯=⨯⨯。

故取mm d d H G D C 55==--，左，右端滚动轴承皆采用甩油环进行轴向定位，取甩油环宽度15mm,故
mm L G F 34=-，mm L D C 46=-。

取安装齿轮处的轴端E D -的直径mm d E D 60=-，齿轮的左端与左
轴承之间采用轴肩定位，轴肩搞d h 07.0>，取mm d F E 65=-，
mm L F E 10=-。

已知齿轮轮毂的宽度为60mm ，为了是甩油环端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取mm L E D 5.67=- 轴上零件的周向定位
齿轮，半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接，据《机械设计手册》，按mm d E D 60=-
查得A 型平键为mm mm mm L h b 561118⨯⨯=⨯⨯
同时为了保证齿轮与轴配合良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为
6
7
k H 滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为M6 轴上的载荷
确定轴承的指点为位置，简支梁的轴的支承跨距mm L 5.1071723105.57=+++=。

根据轴的结构图作出轴的计算简图，再作出轴的弯矩图和扭矩图。

从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面C 是轴的危险截面。

截面C 处的支反力F ： 水平面H 上： N F F F t HB HA 17562
35122===
= 垂直面V 上：
N F F r VA 15.6392
3.12782===
，
N F F r VB 15.6392
3
.12782-=-=-
= 弯矩M ： 水平面H 上： m N L F M HA H /55.9421075
.017592=⨯=⨯= 垂直面V 上： m N L F M VA V /35.342
1075
.015.63921
=⨯=⨯=
总弯矩：
m N M M M V H /66.10035.3455.94222
121=+=
+= 轴传递的转矩
按弯矩合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大的弯矩和扭矩的截面(即危险截面C)的强度。

根据式()[]12
22
2
24-≤+=⎪⎭
⎫
⎝⎛+⎪⎭⎫ ⎝⎛=σαασW T M W T W M ca 及以上数据和轴单向旋转，扭矩切应力为脉动循环变应力，取6.0=α 轴的计算应力： 故安全。

四、 轴承、键、联轴器的选择与校核
1. 轴承的选择与校核
初步选择滚动轴承。

因轴转速较高，且只承受径向载荷，故选取
深沟球轴承。

根据初算轴径，考虑轴上零件轴向定位和固定，估计初
装轴承处的轴径并假设选用轻系列，查《机械设计手册》定出滚动轴
根据条件，轴承预计寿命 10年⨯300天⨯16小时=48000小时 Ⅰ轴的轴承使用寿命计算
小齿轮轴承型号选用6208，查得kN C r 5.29=，N F r 32.611=
m in /86.342r n =Ⅰ，0.1=p f ，1=t f ,3
10=
ε 径向当量动载荷：N F P r 32.611== Ⅰ轴承的寿命： 故满足寿命要求。

Ⅱ轴的轴承使用寿命计算
大齿轮轴承型号选用6211，查得kN C r 5.29=，N F r 5.1512=
m in /36.76r n =Ⅰ，0.1=p f ，1=t f ,3
10=
ε 径向当量动载荷：N F P r 5.1512== Ⅱ轴承的寿命： 故满足寿命要求。

2. 键的选择计算与强度校核
Ⅰ轴上的键：
查手册，选用A 型平键。

N F t 8.3702=,[]MPa p 100=σ A 键 h k mm L mm h mm b 5.03678====，，键长，键高键宽 根据式
MPa MPa L k F t p 1009.6736
75.08
.370222<=⨯⨯⨯=⋅=
σ 故键强度符合要求 Ⅱ轴上的键：
N F t 3512=
1A 键 mm L mm h mm b 561118111===，键长，键高键宽
2A 键 mm L mm h mm b 70914222===，键长，键高键宽
根据式
MPa MPa L k F t p 1008.2256
115.03512
22111<=⨯⨯⨯=⋅=
σ 故键强度符合要求
3. 联轴器的选择
在减速器输出轴与工作机之间联接用的联轴器因轴的转速较低、传递转矩较大，选用弹性柱销联轴器。

查手册，得 m N T K T A ca ⋅=⨯==7.66763.5133.1Ⅰ 查手册，选用 LX3 型号的轴孔直径为45 mm 的凸缘联轴器，公称转矩m N T n ⋅=1250
选用LX3型弹性柱销联轴器，公称尺寸转矩m N T n ⋅=1250，n c T T <，合适。

采用J 型轴孔，半联轴器长度mm L 1121=，轴孔长度mm L 84= 以下为LX3型弹性柱销联轴器有关参数：
型号 公称转矩 许用 转速 轴孔 直径 轴孔 长度 外径 材料
键槽
类型
LX3 1250 4700 45 84 160 HT200 A 型 五、 齿轮的结构设计
据教材P182知： 当齿顶圆直径mm d a 160≤，可做成实心结构；
当齿顶圆直径mm d a 500≤，可做成腹板式结构齿轮。

故小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构。

大齿轮相关尺寸计算如下： 轴孔直径
mm d s 60=
轮毂直径 mm d d s h 96606.16.1=⨯==
轮毂长度 ()mm l b d l h s h 90~725.1~2.12=≥=，，取mm l h 85= 轮缘厚度 ()mm m n 10~25.64~5.2==δ， 取mm 10=δ
齿全高 ()()mm m c h h n a
625.55.225.0122**
=⨯+⨯=+= 轮缘内径 mm h d D a 25.266102625.525.297222=⨯-⨯-=--=δ
腹板厚度 mm b c 18603.03.02=⨯==
腹板中心孔直径 ()()mm d D d h 125.1819625.2665.05.00=+⨯=+= 取182mm 腹板孔直径 ()()mm d D d h 56.429625.26625.025.0=-⨯=-= 取43mm 齿轮倒角 25.15.25.05.0=⨯==n m n 六、 减速器的润滑与密封
1. 润滑的选择与确定
润滑方式
齿轮 s m V /12<，选用浸油润滑,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mm 50~30。

对于单级减速器，浸油深度约为一个齿高，这样就可以决定所需油量，单级传动,每传递kW 1需油量307.0~35.0m V =。

对于滚动轴承来说，由于齿轮圆周速度s m V /2<,传动件的速度不高，溅油效果不大，选用润滑脂。

这样结构简单，易于密封，维护方便，使润滑可靠。

为防止轴承室中的润滑脂流入箱内而造成油脂混合，在箱体轴承座箱内一侧装设甩油盘。

润滑油牌号与用量
齿轮润滑选用68AN L -全系统损耗油，最低～最高油面距mm 20~10，需油量为L 2.1左右
轴承润滑选用润滑脂，填充量为轴承室的3
1~2
1，每隔半年左右补充或更换一次。

2. 密封的选择与确定
箱座与箱盖凸缘接合面的密封选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法。

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。

轴承孔的密封
闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部
轴的外伸端与透盖的间隙，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。

七、箱体主要结构尺寸计算
箱体用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成。

八、减速器附件的选择与设计
1.轴承端盖
材料为：HT150 根据下列的公式对轴承端盖进行计算：d0=d3+1mm；D0=D +2.5d3； D2=D0 +2.5d3；e=1.2d3； e1≥e；
m 由结构确定；
D4=D -(10～15)mm；D5=D0 -3d3；D6=D -(2～4)mm；
d1、b1由密封尺寸确定；
b=5～10，h=(0.8～1)b
小轴轴承端盖：
由d3=8mm，D=80mm
可知：D0=100mm，D4=66mm，D2=120mm，e=9.6mm,D5=76；大轴轴承端盖：
由d3=8mm，D=100mm
可知：d0=9mm，D0=120mm，D2=140mm，e=9.6mm，
e1>9.6mm，D4=76mm,D5=96mm,D6=98mm。

2.视孔和视孔盖
窥视孔用于检查传动零件的啮合、润滑及轮齿损坏情况，并兼作注油孔，可向减速器箱体内注入润滑油。

查手册，据 A=120mm，d4=8mm
则 A1=A+（5～6）·d4,
取 A1=160mm，A2=（A+A1）/2=140mm；B1=箱体宽-（15～20）=80mm，
则 B=B1-（5～6）·d4=40mm，B2=（B+B1）/2=60mm；
取 R=8mm，h=4mm，∆ =4mm。

3.油标
用来指示箱内油面的高度，应设置在便于检查和油面较稳定处。

查《机械设计课程设计》油尺在减速器上安装，采用螺纹连接。

油尺上两条刻线的位置，分别对应最高和最低油面。

据手册，选择d=M12，d1=4mm，d2=12mm，
d3=6mm,h=28mm,a=10mm,b=6mm,c=4mm,D=20mm,D1=16mm。

4.放油孔和螺塞
为排了将减速器箱体内污油排放干净，应在油池的最低位置处设置放油孔，放油孔应安装在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油。

平时放油孔用螺塞堵住，并配有封油垫圈。

查《机械设计课程设计》，选择d=M16×1.5 系列。

5.启盖螺钉
为防止漏油，在箱座与箱盖接合面处涂有密封用的水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖，旋动启箱螺钉可将箱盖顶
6.定位销
对由箱盖和箱座通过联接而组成的剖分式箱体，为保证其各部分在加工及装配时能够保持精确位置，特别是为保证箱体轴承座孔的加工精度及安装精度。

定位销直径d=（0.7～0.8）d2，·故取d=8mm。

7.轴承盖螺钉
轴承盖螺钉，轴承盖旁连接螺栓，箱体与箱盖连接螺栓：用作定位销：安装连接用，据手册，表 14-10 等可查得。

d=8mm
参考文献：
[1]《机械设计手册》编委会．机械设计手册.齿轮传动[M]．第4版. 北京：机械工业出版社，2007.3
[2]《机械设计手册》编委会．机械设计手册.带传动和链传动[M]．第4版. 北京：机械工业出版社，2007.2
[3]《机械设计手册》编委会．机械设计手册.滚动轴承[M]．第4版. 北京：机械工业出版社，2007.3
[4] 杨可桢，程光蕴，李仲生．机械设计基础[M]．第五版. 北京：高等教育出版社，2006.5
[5] 龚溎义．机械设计课程设计指导书[M]．第二版. 北京：高等教育出版社，1990.4
[6] 龚溎义．机械设计课程设计图册[M]．第三版. 北京：高等教育出版社，1989.5
[7] 卜炎．机械传动装置设计手册[M]．第一版. 北京：机械工业出版社，1998.12。