基于ProE的一级圆柱齿轮减速器的设计与运动仿真设计.doc

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1、河南机电高等专科学校毕业设计摘 要本次毕业设计的课题是基于Pro/E的一级圆柱齿轮减速器三维装配建模及运动仿真，研究的主要方向是机械工程及自动化。在各个基本零件运动的特点的基础上，引入创新的思维和概念，对零件进行组合以达到设计要求。齿轮减速器是日常生产加工中非常普遍的机械，由于结构复杂，生产过程较长，采用Pro/E进行辅助设计较为方便。在对一级直齿圆柱齿轮减速器的参数化设计的基础上，利用Pro/E进行三维的实体模型建立，并对三维实体模型进行虚拟的装配以及运动仿真，从而验证该模型的有效性和可行性。在设计过程中，综合运用三维设计课程及选修课程，如制图、机械制造工艺、机械制造基础等，运用已经学过的理

2、论和生产实际知识去分析和解决工程实际问题，使理论知识更充分地融入实践中，并得到更好的发挥！ 通过设计，可以培养工程设计的独立工作能力，树立正确的设计思想，掌握常用三维图的绘制和基本零件的加工工艺的方法和步骤，并能综合地考虑经济、工艺等方面的设计要求，确定合理的设计方案。并能熟练的应用有关参考资料、计算图表、手册、图集、规范和有关国家标准。关键词：一级圆柱齿轮减速器； Pro/E； 三维建模； 运动仿真 AbstractThe topic of this graduation design is level of cylindrical gear reducer based on Pro/E 3

3、 d motion simulation, assembly modeling and research is the main direction of the mechanical engineering and automation. On the basis of the movement characteristics of the basic parts, the introduction of innovative thinking and concepts, combination of parts so as to meet the design requirements.

4、Gear reducer is very common in daily production and processing machinery, because of its complex structure, production process is longer, using Pro/E to aided design is more convenient. At level 1 straight tooth cylindrical gear reducer, on the basis of parametric design, use of Pro/E to establish 3

5、 d entity model and the three-dimensional entity model of virtual assembly and motion simulation, so as to verify the feasibility and effectiveness of the model.In the process of design, the integrated use of 3 d design courses and elective courses, such as drawing, mechanical manufacturing technolo

6、gy, mechanical manufacturing base, etc. Has studied the theory and knowledge of the production practice to analyze and solve practical engineering problems, make theory knowledge more fully into practice, and better play!By design, can train the ability of engineering design work independently, set

7、up the correct design ideas, to master the commonly used three-dimensional graph drawing and basic components of the methods and steps of machining process, and can comprehensively consider the design requirements of economy, technology and so on, to determine the reasonable design scheme. And profi

8、cient in the application of relevant resources, computing diagrams, manuals, atlas, specification and the relevant national standards.Keywords：Cylindrical gear reducer； Pro/E； 3D modeling； Motionsimulation 目 录摘要. I目录.III第1章 绪论.1第2章 一级圆柱齿轮减速器参数化计算22.1引用数据进行参数化模.22.2 电动机的选择.22.3 计算总传动比.42.4 运动参数及运动参数计

9、算. 42.5皮带轮的传动设计计算. 42.6齿轮传动的设计计算. .62.7轴的设计计算. .72.8键连接的选择及校核计算. 132.9箱体、箱盖及附件的设计计算. 14第3章 一级圆柱齿轮减速器三维模型的创建.163.1渐开线圆柱齿轮的三维模型创建. 163.2轴的三维模型创建. .163.3箱体的三维模型创建. .173.4油标的三维模型创建. .183.5小轴承的三维模型创建. 193.6其他零件的三维模型创建. 193.7一级圆柱齿轮减速器三维模型的虚拟装配.19第4章一级圆柱齿轮减速器的运动仿真. 214.1对齿轮传动的运动仿真. 214.2总传动部分的运动仿真. 21总结. .

10、 . . . . 23致谢.24参考文献.25 第1章 绪 论1.1 齿轮减速器的概述减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动、蜗杆传动或齿轮蜗杆传动所组成的独立部件。常用在动力机与工作机之间作为减速的传动装置；在少数场合下也用作增速的传动装置，这时就称为增速器。齿轮减速器由于具有固定的传动比、结构紧凑、机体密封、使用维护简单等特点成为工程应用中普遍使用的机械传动装置，被广泛的应用于建材、运输、冶金、化工等行业。减速器类型很多，按传动级数主要分为：单级、二级、多级；按传动件类型又可分为：齿轮、蜗杆、齿轮-蜗杆、蜗杆-齿轮等。1.2 齿轮减速器进行三维建模的意义由于齿轮减速器的种类很多，一些类型

11、的减速器已有系列标准，并由专门的厂家进行生产，但对于传动布置、结构尺寸、功率、传动比有特殊要求的、标准一时间无法确定的，就需要自己另行设计与制造了。由于有特殊要求的减速器的设计周期长，设计过程麻烦，效率低，任务大，因而在整个的设计过程中如若可以将计算机辅助设计与一般的机械设计进行有机的结合，这样可以缩短产品的研发周期、提高生产效率、减少劳动强度、节约资源、减少人力资源的浪费。同时在设计的过程中进行运动仿真和受力的分析，可以进一步的验证设计的结果，得出最优的方案，有效避免原材料的浪费，最大限度的节约人力资源，降低生产的成本，创造更高的效益，因此采用软件对减速器的模型进行三维的建模和运动仿真的优势

12、很明显，进行此项工作显得非常的重要。1.3 对一级齿轮减速减速器的研究过程与方法对于一级圆柱齿轮减速的三维建模和运动仿真的研究，首先应该建立数据的模型，在数据支持的基础上，初步计算出减速器各个零部件的基本结构和大小，然后利用Pro/E画出各个零部件的基本机构，再利用各个零部件的关系进行虚拟的装配，最后施加虚拟外力，看减速器能否运动，验证前边参数化设计过程的正确性。第2章 一级圆柱齿轮减速器参数化计算齿轮减速器的三维模型的创建是本次设计过程的重要部分，同时也是后续的运动仿真分析的基础，仿真分析的结果与理论计算的结果的吻合程度依赖于三维建模的正确性与可行性，三维建模的参数化创建是在对设计要求进行优

13、化分析参数相关手册的基础上确定参数关系然后创建的。2.1 引用设计数据进行参数化建模1.数据：运输带线速度v = 1.40 （m/s） 运输带牵引力F = 1700 （N） 驱动滚筒直径D = 220 （mm）2.工作条件：使用期10年，双班制工作，单向传动；载荷有轻微振动；运送煤、盐、砂、矿石等松散物品。2.2 电动机的选择1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和 条件，选用 Y系列三相异步电动机。2、确定电动机的功率：（1）传动装置的总效率：总=带2轴承齿轮联轴器滚筒=0.960.9920.970.990.95=0.86（2）电机所需的工作功率：Pd=FV/1000总=17001

14、.4/10000.86 =2.76KW3、确定电动机转速：滚筒轴的工作转速：Nw=601000V/D=6010001.4/220=121.5r/min根据推荐的合理传动比范围，取V带传动比Iv=24，单级圆柱齿轮传动比范围Ic=35，则合理总传动比i的范围为i=620，故电动机转速的可选范围为nd=inw=（620）121.5=7292430r/min符合这一范围的同步转速有960 r/min和1420r/min。由机械设计课程设计附录查出有三种适用的电动机型号、如下表表2-1 电动机的参数方案电动机型号额定功 率电动机转速（r/min）传动装置的传动比带齿轮同步转速满载转速1Y132s-63

15、10009607.9332Y100L2-431500142011.6833.89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，比较两种方案可知：方案1因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。方案2适中。故选择电动机型号Y100L2-4。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Y100L2-4。电动机主要外形和安装尺寸图2-1 电动机的外形及安装尺寸表2-2电动机的基本参数中心高H外形尺寸L(AC/2+AD)HD底角安装尺寸 AB地脚螺栓孔直径 K轴 伸 尺 寸DE装键部位尺寸 FGD100380282324516014012

16、2860841其主要性能：额定功率：3KW，满载转速1420r/min，额定转矩2.2。2.3 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筒=1420/121.5=11.682、分配各级传动比（1） 取i带=3（2） 因为i总=i齿i 带 所以i齿=i总/i带=11.68/3=3.892.4运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min） nI=nm/i带=1420/3=473.33(r/min) nII=nI/i齿=473.33/3.89=121.67(r/min)滚筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)2、 计算各轴的功率（KW） PI=P

17、d带=2.760.96=2.64KW PII=PI轴承齿轮=2.640.990.97=2.53KW3、 计算各轴转矩 Td=9.55Pd/nm=95502.76/1420=18.56N?m TI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N/m TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N/m2.5 皮带轮传动的设计计算1、选择普通V带截型由机械设计基础P158表8-10得：kA=1.2 P=2.76KWPC=KAP=1.22.76=3.3KW据PC=3.3KW和n1=473.33r/min由机械设计基础P145 表8-1得：选用A

18、型V带2、确定带轮基准直径，并验算带速由机械设计基础P153表8-6，取dd1=95mmdmin=75dd2=i带dd1(1-)=395(1-0.02)=279.30 mm由机械设计基础P153表8-6，取dd2=280带速V：V=dd1n1/601000=951420/601000 =7.06m/s在525m/s范围内，带速合适。d0dHL3、确定带长和中心距初定中心距a0=500mmLd=2a0+(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0=2500+3.14(95+280)+(280-95)2/4450=1605.8mm根据机械设计基础P146 表8-2选取相近的Ld=1600m

19、m确定中心距aa0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2=497mm4、验算小带轮包角1=1800-57.30 (dd2-dd1)/a=1800-57.30(280-95)/497=158.6701200（适用）5、确定带的根数单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查机械设计基础P153表8-6得 P1=1.4KWi1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查表8-7得 P1=0.17KW查表8-8，得K=0.94；查表8-9得 KL=0.99Z= PC/(P1+P1)KKL=3.3/(1.4+0.17) 0.940.99=2.26 (取3根)带轮的示意图如下：图2-2

20、带轮示意图6、计算轴上压力由机械设计基础P145表8-1查得q=0.1kg/m，由单根V带的初拉力：F0=500PC/ZV（2.5/K）-1+qV2=500x3.3/3x7.06(2.5/0.94-1)+0.10x7.062 =134.3kN则作用在轴承的压力FQFQ=2ZF0sin(1/2)=23134.3sin(158.67o/2)=791.9N2.6 齿轮传动的设计计算1、选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常齿轮采用软齿面。查阅机械设计基础P190 表10-2，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度260HBS；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬

21、度为215HBS；精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。2、按齿面接触疲劳强度设计由d1 (6712kT1(u+1)/duH2)1/3确定有关参数如下：传动比i齿=3.89取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1= 20=77.8取z2=78则d=1.13、转矩T1 T1=9.55106P1/n1=9.551062.61/473.33=52660N*mm4、载荷系数k :取k=1.25、许用接触应力HH= Hlim ZN/SHmin 由机械设计基础P305表14-7查得：Hlim1=610Mpa Hlim2=500Mpa接触疲劳寿命系数Zn：按一年300个工作日，每天1

22、6h计算，由公式N=60njtn 计算:N1=60473.331030018=1.36x109N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4108查机械设计基础P193图10-3的曲线，得 ZN1=1 ZN2=1.05按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0H1=Hlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 MpaH2=Hlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa故得：d1 (6712kT1(u+1)/duH2)1/3=49.04mm 模数：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm取机械设计基础P89表5-2标准模数第一数列上的值，m=2.56、校核

23、齿根弯曲疲劳强度 bb=2KT1YFS/bmd1确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=2.520mm=50mm d2=mZ2=2.578mm=195mm齿宽：b=dd1=1.150mm=55mm取b2=55mm b1=60mm7、复合齿形因数YFs 由机械设计基础P202表10-7得：YFS1=4.35,YFS2=3.958、许用弯曲应力bb根据复合齿形因数P116：bb= bblim YN/SFmin由机械设计基础 复合齿形因数得弯曲疲劳极限bblim应为： bblim1=490Mpa bblim2 =410Mpa由机械设计基础图10-4得弯曲疲劳寿命系数YN：YN1=1 YN2=1弯

24、曲疲劳的最小安全系数SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1计算得弯曲疲劳许用应力为bb1=bblim1 YN1/SFmin=4901/1=490Mpabb2= bblim2 YN2/SFmin =4101/1=410Mpa校核计算bb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa bb1bb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa bb2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够9、计算齿轮传动的中心矩aa=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm10、计算齿轮的圆周速度V计算圆周速度：V=n1d1/601000=3.14473.3350/601000=1.23m

25、/s因为V6m/s，故取8级精度合适2.7轴的设计计算 1、确定轴上零件的定位方式和固定方式图2-3 轴零件示意图1，5滚动轴承2轴 3齿轮轴的轮齿段 4套筒 6密封盖 7轴端挡圈 8轴承端盖 9带轮 10键2、从动轴设计（1）、选择轴的材料 确定许用应力 选轴的材料为45号钢，调质处理。查机械设计基础图10-1可知： b=650Mpa,s=360Mpa,查机械设计基础表14-1可知：b+1bb=216Mpa，0bb=102Mpa,-1bb=59Mpa（2）、按扭转强度估算轴的最小直径 单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接， 从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为： dA 查

26、机械设计基础P289表14-2可得，45钢取C=118 则d118(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm 考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=35mm（3）、齿轮上作用力的计算齿轮所受的转矩：T=9.55106P/n=9.551062.53/121.67=198582 N*mm 齿轮作用力： 圆周力：Ft=2T/d=2198582/195N=2036N 径向力：Fr=Fttan200=2036tan200=741N（4）、轴的结构设计 轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式。 、联轴器的选择 可采用弹性柱销联轴器，查机械设计课程设计表17-2可得

27、联轴器的规格为3582联轴器.、确定轴上零件的位置与固定方式单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位、确定各段轴的直径 将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配，考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=40mm。齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=4 5mm，为便于齿轮装拆与齿轮配

28、合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5。满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm. 、选择轴承型号.由机械设计基础表12-3初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm. 、确定轴各段直径和长度 段：d1=35mm 长度取L1=50mm II段:d2=40mm 初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,宽度为19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段

29、长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：L2=（2+20+19+55）=96mmIII段直径d3=45mmL3=L1-L=50-2=48mm段直径d4=50mm长度与右面的套筒相同，即L4=20mm段直径d5=52mm. 长度L5=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm按弯矩复合强度计算求分度圆直径：已知d1=195mm求转矩：已知T2=198.58N*m求圆周力：FtFt=2T2/d2=2198.58/195=2.03N求径向力FrFr=Ft/tan=2.03tan200=0.741

30、N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=48mm轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37NFAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1=FAyL/2=0.37962=17.76N*m截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=1.01962=48.48N*m(5)算出和弯矩MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N*m(6)计算转矩转矩：T=9.55（P2/n2）106=198.58N*m(7)计算当量弯矩转矩产生的扭剪力按脉动循环变化，取=0.2，截面C处的当量

31、弯矩：Mec=MC2+(T)21/2=51.632+(0.2198.58)21/2=65.13N*m(8)校核危险截面C的强度由e=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1453=7.14MPa -1b=60MPa所以该轴强度足够。2、主动轴的设计 (1)、选择轴的材料，确定许用应力 选轴的材料为45号钢，调质处理。查机械设计基础图10-1可知： b=650Mpa,s=360Mpa,查机械设计基础表14-1可知：b+1bb=215Mpa 0bb=102Mpa,-1bb=60Mpa (2)、按扭转强度估算轴的最小直径单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，

32、输出端轴径应最小，最小直径为： dA 查机械设计基础P289表14-2可得，45钢取C=118则d118(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm 考虑键槽的影响以系列标准，取d=22mm (3) 齿轮上作用力的计算 齿轮所受的转矩:T=9.55106P/n=9.551062.64/473.33=53265 N 齿轮作用力： 圆周力：Ft=2T/d=253265/50N=2130N 径向力：Fr=Fttan200=2130tan200=775N 确定轴上零件的位置与固定方式 单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定 ，靠平键

33、和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位， (4) 确定轴的各段直径和长度 初选用6206深沟球轴承，其内径为30mm,宽度为16mm.。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长36mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知d2=50mm求转矩：已知T=53.26N*m求圆周力Ft： Ft=2T3/d2=253.26/50=2.13N求径向力Fr Fr=Ft/tan=2.130.36379=0.76N因为两轴承对称说以LA=LB=50mm求支反力FAX

34、、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38NFAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N 截面C在垂直面弯矩为MC1=FAxL/2=0.38100/2=19N/m截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=1.065100/2=52.5N/m计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2=（192+52.52）1/2=55.83N/m计算当量弯矩：根据机械设计基础得=0.4Mec=MC2+(T)21/2=55.832+(0.453.26)21/2=59.74N*m校核危险截面C的强度由式（10-3）e=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.13

35、03)=22.12Mpa-1b=60Mpa所以此轴强度足够(5) 滚动轴承的选择及校核计算 从动轴上的轴承的选择校核计算根据根据条件，轴承预计寿命Lh=1030016=48000h 由初选的轴承的型号为: 6209, 查机械设计课程设计P200可知:d=45mm,外径D=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=31.5KN, 基本静载荷CO=20.5KN,可知极限转速7000r/min 已知nII=121.67(r/min)两轴承径向反力：FR1=FR2=1083N根据机械设计基础表12-9得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N

36、 因为FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N求系数x、yFA1/FR1=682N/1038N =0.63FA2/FR2=682N/1038N =0.63根据机械设计基础表12-9得e=0.68FA1/FR1e x1=1 FA2/FR248000h 所以预期寿命足够 主动轴上的轴承选择校核计算由初选的轴承的型号为:6206 查机械设计课程设计P200可知:d=30mm,外径D=62mm,宽度B=16mm,基本额定动载荷C=19.5KN,基本静载荷CO=111.5KN,查机械设计基础P200可知极限转速13000r/m

37、in根据根据条件，轴承预计寿命 Lh=1030016=48000h 已知nI=473.33(r/min)两轴承径向反力：FR1=FR2=1129N根据机械设计基础得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N 因为FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=711.8N FA2=FS2=711.8N求系数x、yFA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63根据机械设计基础表12-9得e=0.68FA1/FR1e x1=1 FA2/FR24

38、8000h 所以预期寿命足够2.8 键联接的选择及校核计算1根据轴径的尺寸，由机械设计基础P300高速轴(主动轴)与V带轮联接的键为：键836 GB1096-79大齿轮与轴连接的键为：键 1445 GB1096-79轴与联轴器的键为：键1040 GB1096-792键的强度校核 大齿轮与轴上的键 ：键1445 GB1096-79bh=149,L=45,则Ls=L-b=31mm圆周力：Fr=2TII/d=2198580/50=7943.2N挤压强度： =56.93125150MPa=p因此挤压强度足够剪切强度： =36.60120MPa因此剪切强度足够键836 GB1096-79和键1040 G

39、B1096-79根据上面的步骤校核，并且符合要求。2.9 减速器箱体、箱盖及附件的设计计算1、减速器附件的选择通气器由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M181.5油面指示器选用游标尺M12起吊装置采用箱盖吊耳、箱座吊耳.放油螺塞选用外六角油塞及垫片M181.5根据机械设计课程设计表5.3选择适当型号：起盖螺钉型号：GB/T5780 M1830,材料Q235高速轴轴承盖上的螺钉：GB578386 M8X12,材料Q235低速轴轴承盖上的螺钉：GB578386 M820,材料Q235螺栓：GB578286 M14100，材料Q235箱体的主要尺寸：(1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.0

40、25122.5+1=4.0625取z=8(2)箱盖壁厚z1=0.02a+1=0.02122.5+1= 3.45 取z1=8(3)箱盖凸缘厚度b1=1.5z1=1.58=12(4)箱座凸缘厚度b=1.5z=1.58=12(5)箱座底凸缘厚度b2=2.5z=2.58=20(6)地脚螺钉直径df =0.036a+12=0.036122.5+12=16.41(取18)(7)地脚螺钉数目n=4 (因为a250) (8)轴承旁连接螺栓直径d1= 0.75df =0.7518= 13.5(取14)(9)盖与座连接螺栓直径 d2=(0.5-0.6)df =0.5518=9.9 (取10)(10)连接螺栓d2的间距L=150200(11)轴承端盖螺钉直d3=(0.4-0.5)df=0.418=7.2(取8) (12)检查孔盖螺钉d4=(0.3-0.4)df=0.318=5.4 (取6)(13)定位销直径d=(0.7-0.8)d2=0.810=8(14)df.d1.d2至外箱壁距离C1(15) Df.d2至外箱壁距离C2(16)凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操