二級減速器課程設計說明書

1、word1設計任務書表1-1設計數(shù)據(jù)序號F(N)D(mm)V(m/s)工作環(huán)境載荷特性取短工作年限傳動力殺71920265大批車間平穩(wěn)沖擊十年二班如圖1-133 / 26圖1-1傳動方案簡圖1減速器裝配圖1(A1)2零件工作圖1減速器箱蓋、減速器箱座-A2； 2輸出軸-A3;輸出軸齒輪-A33設計說明書1份A4紙2傳動方案的分析一個好的傳動方案，除了首先應滿足機器的功能要求外，還應當工作可靠、結構簡單、尺寸緊湊、傳動效率高、本錢低廉以與使用維護方便。要完全滿足這些要困難的。在擬定傳動方案和對多種方案進展比擬時，應根據(jù)機器的具體情況綜合考慮，選擇能保證主要要求的較合理的傳動Zu0現(xiàn)以課程設計P3

2、的圖2-1所示帶式輸送機的四種傳動方案為例進展分析。方案a制造本錢低，但寬度尺寸大，帶的壽命短，而且不宜在惡劣環(huán)境中工作。方案b結構緊湊，環(huán)境適應性好，但傳動效率低，不適于連續(xù)長期工作，且制造本錢高。方案c工作可靠、傳動效率高、維護方便、環(huán)境適應性好，但寬度較大。方案d具有方案c的優(yōu)點,而且尺寸較小，但制造本錢較高。上訴四種方案各有特點，應當根據(jù)帶式輸送機具體工作條件和要求選定。假如該設備是在一般環(huán)境中連續(xù)工作，對結構尺寸也無特別要求，如此方案a、c均為可選方案。對于方案c假如將電動機布置在減速器另一側，其寬度尺寸得以縮小。應當選c方案，并將其電動機布置在減速器另一側。3電動機的選擇工業(yè)上一般

3、用三相交流電動機，無特殊要求一般選用三相交流異步電動機。最常用的電動機是Y系列籠型三相異步交流電動機。其效率高、工作可靠、結構簡單、維護方便、價格低，適用于不易燃、不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的場合。此處根據(jù)用途選用Y系列三相異步電動機Pw卷筒3軸所需功率:PwFv10001920 0.821000= 1.574 kw卷筒軸轉速:60 1000VD60 1000 0.82265 3.1459.13r / minPd考慮傳動裝置的功率耗損，電動機輸出功率為PdPw傳動裝置的總效率:-聯(lián)軸器效率-齒輪傳動效率-滾動軸承效率-滾筒效率0.990.970.990.96所以0.9920.97 230

4、.990.96 0.86所以PdPw1.5740.861.83 kwRd根據(jù)計算出的功率Pd可選定電動機的額定功率Ped o應使Ped等于或稍大于Pd o查機械設計課程設計表20-1得Ped2.2kw由機械設計課程設計表2-1圓柱齒輪傳動的單級傳動比為36,故圓柱齒輪傳動的二級傳動比為936,所以電動機轉速可選圍為ndinw(936)59.13r/min532.172128.7r/min符合上述要求的同步轉速有750r/min,1500r/min和3000r/min,其中減速器以1500和1000r/min的優(yōu)先，所以現(xiàn)以這兩種方案進展比擬。由機械設計課程設計第二十章相關資料查得的電動機數(shù)據(jù)與

5、計算出的總傳動比列于表3-1:表3-1電動機技術數(shù)據(jù)力殺電動機型額定功電動機轉速電動機質(zhì)量總傳動比號率kWr/minkg同轉滿轉總傳動比高速級低速級1Y100L1-4150014203424642Y112M-610009404516表3-1中，方案1與方案2相比擬，綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量與總傳動比，為使傳動裝置結構緊湊，兼顧考慮電動機的重量和價格，選擇方案2,即所選電動機型號為Y112M-64傳動裝置運動和動力參數(shù)計算nmi 一nw94059.1316減速器的傳動比i為16,對于兩級臥式展開式圓柱齒輪減速器的i1(1.11.5)i2,計算得兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比k4.5

6、,低速級的傳動比i23.5。P0Pd2.2kWn0nm940r/minPoT0955022.35NmnoPP012.2kW0.992.178kWn1n0940r/minRT1955022.13Nmn1P2P1232.178kW0.970.992.09kWni940n2208.9r/min11 4.5ccP2c-T2955095.5Nmn2P3P2232.09kW0.970.992.09kWn2n359.7r/min12P3T39550321.5Nmn35傳動件的設計計算5.1.1選擇材料、熱處理方式和公差等級1按以上的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。2運輸機為一般工作，速度不高，應當選用8級精

7、度GB10095-88。3）材料選擇?？紤]到制造的方便與小齒輪容易磨損并兼顧到經(jīng)濟性，圓柱齒輪的大、小齒輪材料均用45鋼，小齒輪調(diào)質(zhì)處理，大齒輪正火處理。由機械設計書表10-1得齒面硬度HBS1=217-255,HBS2=162-217個均硬度硬度分另為236HBS,190HBS二者材料硬度差為46HBs4選小齒輪的齒數(shù)乙23,大齒輪的齒數(shù)為Z24.523103.5,取Z2104。5選取螺旋角。初選螺旋角145.1.2按齒面接觸強度設計由設計公式進展試算，即d1t12"u1(ZhZe)2d.uh5-1（1）確定公式的各計算數(shù)值1）試選載荷系數(shù)Kt1.42）由以上計算得小齒輪的轉矩T1

8、22.13Nm3）查表與其圖選取齒寬系數(shù)1d1,材料的彈性影響系數(shù)Ze189.8MPa1按齒面硬度的小齒輪的接觸疲勞強度極限hi580MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim2390MPa。4）計算應力循環(huán)次數(shù)Ni60njLh609401(5_983002)1.3510N2N11.3510931084.55）按接觸疲勞壽命系數(shù)HN10.9HN20.956)由計算接觸疲勞許用應力,取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1故:NlimSh5-2HN1lim1SHN2limShi20.9580522MPa0.95390370.5MPaHl25223705MPa446.25MPa7查圖選取區(qū)域系數(shù)Zh2.46

9、。8查圖得10.765,0.87,如止匕121.6352計算:1)求得小齒輪分度圓直徑dti的最小值為dt2K1u1產(chǎn)一一一一一4321.42.213105.51.6354.5189.82.46466.25)237mm2)圓周速度:dtn3.14376010006010009401.82m/s3)計算齒寬與模數(shù):齒寬:d1t13737mm齒高:模數(shù):mntdtcos37cos14231.56mm373.512.25mnt10.54計算縱向重合度2.251.563.51mm0.318dZitan0.318123tan141.825）計算載荷系數(shù):根據(jù)KA1.82m/s,8級精度，查得動載系數(shù)v1

10、.1,Kh1.4491,Kf1.35,KhKf1.4故載荷系數(shù)1.1.11.41.44912.23H6）按實際載荷系數(shù)校正分度圓直徑:d1%337,t臨 432mm7計算模數(shù):d1 cos43.2 cos14 1.82mm23彎曲強度設計公式為mn 3|2KY cos2YFaYSa2 dZ15-3（1）確定公式的各計算數(shù)值1）根據(jù)縱向重合度1.82,從圖中查得螺旋角影響系數(shù) Y 0.88Zv12）計算當量齒數(shù)：Zv2Zi3 cosZ23 cos23 cos31425.181043cos 14113.83）查圖得小齒輪的彎曲疲勞強度極限fei480MPa;大齒輪的彎曲疲勞強度極限FE2250MP

11、a;4）查圖取彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfni0.9,Kfn20.95;5）計算彎曲疲勞許用應力.取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得KFN1 FE1SK FN 2 FN 2S0.9 4801.40.95 250308.6MPa169.6MPa1.46）計算載荷系數(shù)K.K KaKvKf Kf1 1.1 1.4 1.35 2.0797）查取齒形系數(shù).查表得YFai2.6164；YFa22.169.8）查取應力校正系數(shù).查表得YSa11.5909；YSa21.801sasa29）計算大、小齒輪的YaYSa并加以比擬.FYFa1YSa12.6164 1.5909308.60.01349YFa2YSa22.169

12、 1.801169.60.02302Zid1 cos mn43.2cos2大齒輪齒數(shù)z221 4.5 94.5 ,取 z2 95.大齒輪的數(shù)值大2設計計算mn0.02303mm 1.266mm322.079221300.88cos14這樣設計出的齒輪傳動，即滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊,防止浪費.5.1.4.幾何尺寸計算1計算中心距：a(zz 232 1.635比照計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒 輪模數(shù)的大小要取決于彎曲強度所決定的承載能力 ，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力 ，僅 與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)

13、的成積）有關,可取彎曲強度算得的模數(shù)1.266mm并接近圓整為標準值mn 2mm,按接觸強度算得的分度圓直徑d1 43.2mm ,算出小齒輪齒數(shù)回(2195)2119.55mm2cos2cos14將中心距圓整為120mm.2修正螺旋角:(Zi Z2)mn arccos2a(21 95) 2 arccos2 12014.84值改變不多，故參數(shù)、K、Zh等不必修正。3分度圓直徑:d1zmn21243.4mmcoscos14.84d2Z2mln952196.56mmcoscos14.844齒輪寬度：bdd143.4mm取B243mmB150mm5.2.1 選擇材料、熱處理方式和公差等級1運輸機為一般

14、工作，速度不高，應當選用8級精度GB10095-88。2）材料選擇?？紤]到制造的方便與小齒輪容易磨損并兼顧到經(jīng)濟性，圓柱齒輪的大、小齒輪材料均用45鋼，小齒輪調(diào)質(zhì)處理，大齒輪正火處理。由機械設計書表10-1得齒面硬度HBS1=217-255,HBS2=162-217個均硬度硬度分另為236HBS,190HBS二者材料硬度差為46HBS3選小齒輪的齒數(shù)z125,大齒輪的齒數(shù)為z23.52587.5,取z2884選取螺旋角。初選螺旋角145.2.2 按齒面接觸強度設計由設計公式進展試算，即d1tU 1(ZhZe)2 u h1確定公式的各計算數(shù)值1試選載荷系數(shù)Kt1.62）由以上計算得小齒輪的轉矩T

15、i321.5Nm13）查表與其圖選取齒寬系數(shù)d1,材料的彈性影響系數(shù)Ze189.8MPa按齒面硬度的小齒Hlim4 390MPa 。輪的接觸疲勞強度極限Hlim3580MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限4）計算應力循環(huán)次數(shù)N360n3jLh60 59.7 1 (5 8 300 2)8.6 107N2Ni8.6 1073.52.46 1075）按接觸疲勞壽命系數(shù)HN10.9HN20.957)計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1NlimSHN3lim33s0.95580551MPaHN4lim44s0.99390386.1MPa故:H3551386.1MPa468.55MPa7查圖

16、選取區(qū)域系數(shù)Zh2.433。8查圖得30.78,40.8,如止匕341.582計算:1)求得小齒輪分度圓直徑dti的最小值為d3t2KtT1u1ZeZ(321.632.151044.51.583.5(2.433189.8)293.34mm468.552)圓周速度:60d%n10003.1493.3459.7，0.29m/s6010003)計算齒寬與模數(shù):齒寬:d3t193.3493.34mm齒高:模數(shù):mntd3tcos93.3425cos143.62mm93.348.152.25mnt11.454計算縱向重合度0.318dz3tan5）計算載荷系數(shù):根據(jù)KA1,vKf1.27,Kh故載荷系數(shù)

17、2.253.628.15mm0.3180.29m/sKf1.4,825tan141.98級精度，1.6）按實際載荷系數(shù)校正分度圓直徑:查得動載系數(shù)V1.03,KH1.031.41.4672.11.467,2.1d3d3t3：93.343；102.2mm7計算模數(shù)：d3 cosmn 3102.2 cos14253.97mm彎曲強度設計公式為一、22KT1YcosYFaYsamn32dZlF（1）確定公式的各計算數(shù)值1）根據(jù)縱向重合度1.98,從圖中查得螺旋角影響系數(shù)Y0.88Zv32）計算當量齒數(shù)：Zv4Z33 cosZ43 cos25 cos314104cos31427.3796.333）查圖

18、得小齒輪的彎曲疲勞強度極限fe3480MPa;大齒輪的彎曲疲勞強度極限FE4250MPa;4）查圖取彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn30.95,Kfn40.91;5）計算彎曲疲勞許用應力.取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得KFN3 FE3SK FN 4 FN 4S0.95 480 325.71MPa1.40.91 250 162.5MPa1.46）計算載荷系數(shù)K.K KaKvKf Kf1.03 1.4 1.27 1.837）查取齒形系數(shù).查表得YFa32.56»Fa42.19.8）查取應力校正系數(shù).查表得YSa31.6037;YSa41.7863aa9）計算大、小齒輪的YFaYSa并加以比擬.Y

19、Fa3YSa32.561.6037325.710.0126YFa4YSa42.191.7863162.50.02407大齒輪的數(shù)值大.(1)設計計算q21.833215000.88cos2143212521.580.02407mm2.87mm比照計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑(即模數(shù)與齒數(shù)的成積)有關，可取彎曲強度算得的模數(shù)2.87mm并接近圓整為標準值mn3mm,按接觸強度算得的分度圓直徑d3102.2mm,算出小齒輪齒數(shù)d3cos68.19cos1

20、4.Z322,mn3大齒輪齒數(shù)z4223.577.這樣設計出的齒輪傳動，即滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊,防止浪費.1計算中心距：a(Z1z2)mn(2377)3153.05mm2cos2cos14將中心距圓整為153mm.2修正螺旋角：arccos-(-1z2)mnarccos(-2-77)213.932a2153值改變不多，故參數(shù)、K、Zh等不必修正。3分度圓直徑：,Z3mln223d3coscos13.93,Z4mln773d4coscos13.934齒輪寬度：68mm238mmbdd368mm取B468mmb376mm6軸的設計計算Pi2.178kw,轉

21、速ni940r/mm,轉矩Ti22.13Nm根據(jù)結構與使用要求，把該軸設計成階梯軸且為齒輪軸，共分七段，其中第5段為齒輪，如圖6-1所示：圖6-1高速軸由于結構與工作需要將該軸定為齒輪軸，因此其材料須與齒輪材料一樣，均為45鋼,熱處理為調(diào)制處理，材料系數(shù)A為120。所以，有該軸的最小軸徑為：dm.Ao3：旦1203巨815.88mmn1,940此處最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑d選擇半聯(lián)軸器的孔徑d20mm,半聯(lián)軸器長度L52mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L138mm。其他各段軸徑、長度的設計計算依據(jù)和過程見下表：表6-1高速軸結構尺寸設計階梯軸段設計計算依據(jù)和過程計算結果第1段d11由半

22、聯(lián)軸器孔徑確定111略小于聯(lián)軸器轂孔長度，轂孔長度L144mm取11136mmdu20mm11136mm第2段為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，一段右端應制出一軸肩，故取2段的直徑為d1226mm,取端蓋右端到聯(lián)軸器左端距離為35mm,端蓋總寬度為30mm，故l1265mmd1226mml1265mm第3段根據(jù)d1226mm,預選軸承7206CdDB30mm62mm16mm,d13、I12由軸承尺寸確定d1330mml1316mm第4段查得7206c型軸承的定位軸肩高度為h3mm,因此，取d14d1636mmI14L2(74)5504108mmd1436mml14108mm第5段d15齒頂圓直徑

23、47.4mml15齒竟50mmd1547.4mml1550mm第6段d16d14l165mmd1636mml165mm第7段d17d1330mml1771623mm7mnd套筒寬度d1730mml1723mm該軸承設計為面對面形式，預計壽命為3年，即12480小時1計算軸承的徑向載荷得Fr1258.87N、Fr2125.1N2計算軸承的軸向載荷得Fd10.68Fr1176N、Fd20.68Fr285N,因止匕，F(xiàn)aeFd227085355NFdi故Fai355N、Fa285NFa1 1.37、Fri3求比值Fa20.68,因為角接觸球軸承e的最大值為0.56,故F1、1均大于e。Fr2FriF

24、r24初步計算當量動載荷P取fp為1.2,X0.41,Y0.87Rfp(XFr1YFa1)1.2(0.41258.870.87355)498NF21.2(0.41125.1850.87)150.3N5求軸承應有的根本額定動載荷值60nLh。C1P1. 10649860 940 124801064430NC2 150.3 3,60 940 124801061337N初選的軸承為7206C,它的額定動載荷分別為17.8KN和16.8KN,故符合條件。軸的結構尺寸設計由于結構與工作需要將該軸定為齒輪軸，因此其材料須與齒輪材料一樣，均為45鋼，熱處理為調(diào)制2 2 09120 3 31.86mmV 20

25、8.9處理，取材料系數(shù)A0120。有該軸的最小軸徑為：d21A因鍵槽開在中間，其影響不預考慮標準化取d2135mm其他各段軸徑、長度的設計計算依據(jù)和過程見下表：表6-2中間軸結構尺寸設計階梯軸段設計計算依據(jù)和過程計算結果第1段d21A03/-nn2由軸承尺寸確定（軸承預選7207cdDB357217mm）l21B1Bh171330mmd2135mml2130mm第2段d22由齒輪孔徑?jīng)Q止，取d2240mmI22略小丁齒輪范度，取12248mmd2240mml2248mm第3段取d2348mm23l2310mmd2348mml2310mm第4段d24分度圓直徑68mml24'齒竟76mm

26、d2468mmM76mm第5段d25d2348mml2510mmd2548mml2510mm第6段d26d2135mml26B1Bh30mmd2635mml2630mm根據(jù)結構幾使用要求該軸設計成階梯軸，共分七段，如圖6-3所示:圖6-3低速軸考慮到低速軸的載荷較大，材料選用45鋼，熱處理調(diào)質(zhì)處理，取材料系數(shù)A。120所以，有該軸的最小軸徑為：d3min43：艮120J20138.7mm3m,n359.7顯然此段軸是安裝聯(lián)軸器的，選擇TL7型聯(lián)軸器，取半聯(lián)軸器孔徑為d40mm,故此段軸徑為d3i40mm,半聯(lián)軸器長度L112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為L184mm,第一段的長度應比聯(lián)軸器

27、的轂孔長度略短，故取1182mm其他各段軸徑、長度的設計計算依據(jù)和過程見下表表6-3低速軸結構尺寸設計階梯軸段設計計算依據(jù)和過程計算結果第1段d3140mm13182mm（由聯(lián)軸器寬度尺寸確定）d3140mm13182mm第2段為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，一段右端應制出一軸肩，故取2段的直徑為d3246mm,原由端蓋等因素確止，取13255mmd3246mm13255mm第3段根據(jù)九46mm，預選軸承7210cdDB50mm90mm20mm,d33、l33由軸承尺、寸確定d3350mmI3320mmd3350mm13320mm第4段d34d351060mm134L2(l35136l3731

28、33)3L2162(106649420)465mm為箱體壁軸向距離，3為軸承端面全箱體壁距離d3460mml3465mm第5段d35d34565mml3510mmd3565mml3510mm第6段取安裝齒輪處的軸直徑d3655mm，此段的長度略小丁齒輪范度，取l3666mmd3655mml3666mm第7段d37d3350mml37B3Bh202949mmd3750mml3749mm軸的受力分析與載荷分析如圖6-4所示Ft2T32321.5103-2682Nd4239.79FrtanFtcos2682tan201009Ncos14.64FaFttan2682tan14.64701N圖6-4低速

29、軸的受力分析與扭矩圖C處的M h從軸的結構圖以與彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面，計算出的截面Mv、M的值列于下表：載荷水平向H直向V支反力FFnhi930N,Fnh21770NFnvi793NFnv2219N彎矩MMh109740NmmMV193574NmmMV213578Nmm總彎矩M1144221NmmM2110576Nmm扭矩TT3321500Nmm由手冊查材料45鋼的強度參數(shù)160MPaC截面彎扭合成應力：（0.6）14.5MPa 1M2(T3)21442212(0.6321500)2caW0.1-553由計算結果可見C截面安全。該軸承設計為面對面形式，預計壽命為3年，即1

30、2480小時。1計算軸承的徑向載荷得Fr1793N、Fr2219N2計算軸承的軸向載荷得Fd10.68Fr1539N、Fd20.68Fr2148.92N,因此，F(xiàn)ae Fd2 148.92670 818.92N Fd1故 Fa1 818.92N、Fa2 148.92 N a 23求比值Fa1上1.03、Fr1Fa20.68,因為角接觸球軸承e的最大值為0.56,故F!、工吧均大于e。Fr1Fr24初步計算當量動載荷P取fp為1.2,X0.41,Y0.87Rfp(XFr1YFa1)1.2(0.417930.87818.92)1245NF21.2(0.41219148.920.87)263.22N

31、5求軸承應有的根本額定動載荷值4454N初選的軸承為7210C,它的額定動載荷分別為32.8KN和31.5KN,故符合條件7各軸鍵、鍵槽的選擇與其校核因減速器中的鍵聯(lián)結均為靜聯(lián)結，因此只需進展擠壓應力的校核.帶輪處鍵：按照帶輪處的軸徑與軸長選鍵B6X6，鍵長28,GB/T1096聯(lián)結處的材料分別為：45鋼（鍵）、45鋼（軸）中間級處鍵選擇與校核按照輪轂處的軸徑與軸長選鍵B12X8GB/T1096聯(lián)結處的材料分別均為45鋼此時，鍵聯(lián)結合格.低速級大齒輪處鍵按照輪轂處的軸徑與軸長選鍵B16X10，鍵長56GB/T1096聯(lián)結處的材料均為：45鋼其中鍵的強度最低，因此按其許用應力進展校核，查手冊其p

32、3110MPa2T3d 361k2 32150055 56 541.75MPa p3該鍵聯(lián)結合格按照聯(lián)軸器處的軸徑與軸長選鍵12X8，鍵長70,GB/T1096聯(lián)結處的材料分別為：45鋼（聯(lián)軸器）、45鋼（鍵）、45鋼（軸）其中鍵的強度最低，因此按其許用應力進展校核，查手冊其p4110MPapP42T3d311k2 32150040 70 457.4 p4該鍵聯(lián)結合格.8聯(lián)軸器的選擇計算選用彈性套柱銷聯(lián)軸器轉矩T22.13Nm,查得KA1.3,故計算轉矩為TcaKAT1.322.1328.769NmTL3型彈性套柱銷聯(lián)軸器的許用轉矩為31.5Nm,許用最大轉速為6300r/min,軸徑為162

33、2mm,電動機軸為28mm,故不合用。TL4型彈性套柱銷聯(lián)軸器的許用轉矩為63Nm,許用最大轉速為5700r/min,軸徑為2028mm,故合用。選用彈性套柱銷聯(lián)軸器轉矩T321.5Nm,查得Ka1.3,故計算轉矩為TcaKAT1.3321.5Nm417.95NmTL7型彈性套柱銷聯(lián)軸器的許用轉矩為500Nm,許用最大轉速為3600r/min,軸徑為4048mm,故合用。9減速器箱體與其附件的設計通氣器為使防塵性能好，選通氣器兩次過濾，采用M18X油面指示器選用游標尺M16吊裝置采用箱蓋吊耳、箱座吊耳.放油螺塞起蓋螺釘型號：GB70-85M10X40，材料Q235高速軸軸承蓋上的螺釘：GB70

34、-85M6X12材料Q235中間軸軸承蓋上的螺釘：GB70-85M8X20材料Q235低速軸軸承蓋上的螺釘：GB70-85M8X20,材料Q235箱蓋、箱座連接螺栓直徑：GB5782-86M10X100,材料Q235箱體的主要尺寸：(1)箱座壁厚0.025a10.025153.0514.8258取=8箱蓋壁厚1x取1=8箱蓋凸緣厚度b11X8=12X8=12(5)箱座底凸緣厚度b2X8=20(6)地腳螺釘直徑dfX153.05+12=17.5098(取16)地腳螺釘數(shù)目n=4(因為a<250)(8)軸承旁連接螺栓直徑d1fX16=13.15(取14)蓋與座連接螺栓直徑d2=(0.5-0.6)dfX(取10)(10)連接螺栓d2的間距L=150-200(11)軸承端蓋螺釘直徑d3=(0.4-0.5)dfX16=7.2(取8)(12)定位銷直徑d=(0.7-0.8)d2X10=8(13)凸臺高度：根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準(14)外箱壁至軸承座端面的距離C1+C2+(510)(15)齒輪頂圓與箱壁間的距離：12mm(16)齒輪端面與箱