机械设计课程设计,单极圆柱齿轮减速器带式传动

1、目录、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 3四、运动参数及动力参数计算 3五、传动零件的设计计算 4 7六、轴的设计计算 七、键联接的选择及计算 14八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算15九、润滑与密封 16十、设计小结 17一 、参考资料目录 17机械电子学院 3151 周水机械电子学院二OO七年十二月二十七日一、传动方案拟定第二组第三个数据：设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮 减速器(1) 工作条件：使用年限10年，每年按300天计算，两 班制工作，载荷平稳。F=1.7KNV=1.4m/sD=220mmFF运动简图二、电动机的选择1、电动机类型和结

2、构型式的选择：按已知的工作要求和 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：n总二n带x#轴承Xr齿轮xn联轴器xn滚筒=0.96 X0.992 X0.97 X0.99 X0.95条件,=0.86(2)电机所需的工作功率:Pd二FV/1000 n 总=1700 X1.4/1000 X0.86=2.76KW3、确定电动机转速：滚筒轴的工作转速:n 总=0.86Pd=2.76KW(2) 原始数据：滚筒圆周力F=1.7KN ;带速V=1.4m/s ; 滚筒直径D=220mm。Nw=60 X1000V/ 兀DNw=121.5r/mi nIc=35i=620nd=72924

3、30r/mi n=60 X1000 X1.4/ nX220=121.5r/mi n根据【2】表2.2中推荐的合理传动比范围，取V带传动比lv=24，单级圆柱齿轮传动比范围lc=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=i Xnw二(620 )xi21.5=7292430r/min符合这一范围的同步转速有960 r/min和1420r/min。由【2表8.1查出有三种适用的电动机型号、如下表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KW同转满转总传动比带齿轮1Y 132s-6310009607.932.632Y100l2-43150014

4、2011.6833.89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Y100I2-4。4、确定电动机型号Y100l2-4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Y100I2-4。其主要性能：额定功率：3KW，满载转速1420r/min ，额定转矩2.2。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比:i 总二n 电动/n 筒=1420/121.5=11.682、分配各级传动比(1) 取i带=3(2) V总=i齿xi带n°i 齿二i 总/i

5、 带=11.68/3=3.89四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速(r/min )n i=n m/i 带=1420/3=473.33(r/min)nii二n i/i 齿=473.33/3.89=121.67(r/min)滚筒 nw=n ii=473.33/3.89=121.67(r/min)2、计算各轴的功率(KW)Pi=Pd Xif =2.76 X0.96=2.64KWPii二PiXn由承 Xt齿轮=2.64 X0.99 X0.97=2.53KW3、计算各轴转矩Td=9.55P d/nm=9550 X2.76/1420=18.56NmTi=9.55p 2 入/n 1 =9550x2.6

6、4/473.33=53.26N mTii =9.55p 2入/n 2=9550x2.53/121.67=198.58Nm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1P189 表 10-8 得：kA = 1.2 P=2.76KWPc=KaP=1.2 X2.76=3.3KW据 Pc=3.3KW 和 n 1=473.33r/min由课本1P189图10-12得：选用A型V带(2) 确定带轮基准直径，并验算带速由1课本 P190 表 10-9，取 dd1 =95mm>d min =75i 总=11.68i带=3i 齿 3.89ni=473.33(r/ mi n)

7、 nii=121.67(r /min) nw=121.67(r /min)Pi=2.64KWPii=2.53KWTd = 18.56NmTi=53.26NmTii= 198.58Nmdd2=i 带 dd1 (1- 9=3 X95 X(1-0.02)=279.30 mm由课本1P190 表 10-9，取 dd2 =280带速 V: V二 nddi ni/60 X1000=nX95 X1420/60 X1000=7.06m/s在525m/s范围内，带速合适。(3) 确定带长和中心距初定中心距ao=500mmLd =2a o+ n(d di +d d2 )/2 + (d d2 -d di )2/4a

8、 o=2 X500+3.14(95+280)+(280-95)2/4 X450=1605.8mm根据课本1表(10-6 )选取相近的Ld=1600mm确定中心距 aa0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2=497mm(4) 验算小带轮包角ai=180 °-57.3 0 X(dd2-ddi)/a= 180 °-57.3 0 X(280-95)/497= 158.67 °>120 0 (适用)(5) 确定带的根数单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查课本图10-9得P1 = 1.4KWi工1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查1表

9、10-2得 P1=0.17KW查1表 10-3，得 Ka=0.94 ;查1表 10-4 得 Kl=0.99Z= P c/(P 1 + 仲1)心心=3.3/(1.4+0.17)X0.94 X0.99=2.26 (取 3 根)(6) 计算轴上压力由课本1表10-5查得q=0.1kg/m ，由课本式(10-20 )单根V带的初拉力：Pc=3.3KWV=7.06m/sLd=1605.8m m a=497mm a1=158.67 0F0=500P c/ZV (2.5/K a)-Z=3F0=134.3kNFq=791.9N乙=20Z2=781+qV 22 =134.3kN则作用在轴承的压力FqFq=2ZF

10、 osin( ai/2)=2 X3 Xl34.3sin(158.67 o/2)=791.9N2、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。查阅表1表6-8，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 >(671 2 xkT1(u+1)/ ©du oh2)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=i

11、Z1= X20=77.8 取Z2=78由课本表6-12取靱=1.1转矩T1=9.55 X106n 1=9.55 X106X2.61/473.33=52660Nmm(4) 载荷系数k :取k=1.2(5) 许用接触应力oh= OHlim ZN/SHmin 由课本1图 6-37 查得：0Hlim1 =610Mpa0Hlim2 =500Mpa接触疲劳寿命系数Zn:按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N=60njt n计算N1=60 X473.33 X10 X300 X18=1.36x10 9N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4 X108查1课本图6-38中曲线1，得Zn1=1

12、Z n2 = 1.05按一般可靠度要求选取安全系数 SHmin =1.0oh 1 = OHIiml Zn1/SHmin =610x1/1= 610 Mpaoh2= OHIim2 Zn2 /SHmin =500x1.05/1二525Mpa故得：d1 >(671 2xkT1(u+1)/ ©du oh2)1/3=49.04mm模数：m=d 1/Z 1=49.04/20=2.45mm取课本1P79标准模数第一数列上的值，m=2.5(6)校核齿根弯曲疲劳强度obb=2KT 1Y FS/bmd 1确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ 1=2.5 X20mm=50mmd 2=mZ 2=2

13、.5 X78mm=195mm齿宽：b= ©dd 1=1.1 X50mm=55mm取 b2=55mm b 1=60mm复合齿形因数 Yfs由课本1图6-40得：YFS1-4.35,Y fs2=3.95(8) 许用弯曲应力Ob根据课本1P116 :obb = obblim Yn /S Fmin由课本1图6-41得弯曲疲劳极限o bblim应为： oblim1 =490Mpaobblim2 =410Mpa由课本1图6-42得弯曲疲劳寿命系数 Yn : YN1 =1 Y N2 =1弯曲疲劳的最小安全系数SFmin :按 般可靠性要求，取SFmin =1 计算得弯曲疲劳许用应力为Obb1 =

14、Obblim1 YN1/S Fmin =490 X1/1=490MpaObb2 = Obblim2 YN2/SFmin =410 X1/1=410Mpa校核计算obb1 =2kT 1Y FS1/ b 1md 1=71.86pa< ob1 ob2 =2kT 1Yfs2/ b 2md 1=72.61Mpa< (o)b2 故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(9) 计算齿轮传动的中心矩aN1=1.36x10 9N2=3.4 X108m=2.5d1=50mm d2=195mmb1=60mmb2=55mma=(d i+d 2)/2= (50+195)/2=122.5mm(10)计算齿轮的圆周速度V计算

15、圆周速度 V = nnidi/60 X1OOO=3.14 X473.33 X50/60 X1000=1.23m/s因为Vv6 m/s，故取8级精度合适.(T bb1 =490MpaT bb2 =410Mpa中 心 矩a=122.5mmV =1.23m/s齿轮弯曲强度校核（一）由4 2 1中的式子知两齿轮的许用弯曲应力F1 244MPaF2 204MPa（二）计算两齿轮齿根的弯曲应力由机械零件设计手册得YF1=2.63Yf2=2.19比较Yf / f的值Yf i / f1=2.63/244=0.0108> YF2/ F2=2.19/204=0.0107计 算 大齿轮 齿 根 弯 曲 应 力

16、 为2000KTiYfi2000 101.741 2.63Fl22B2m Z266 32240.952(MPa)F1齿轮的弯曲强度足够4.2.3齿轮几何尺寸的确定齿顶圆直径da由机械零件设计手册得h*a =1 c * = 0.25da1 d1 2ha1Z1 2ha m (24 2 1) 2 54(mm)da2 d2 2ha2 Z2 2ha m (96 2 1) 2 196(mm)齿距P = 2 X3.14=6.28(mm)齿根高hfh a cm 2.5(mm)齿顶咼ha h am 1 2 2(mm)齿根圆直径d fd f1 d1 2hf 482 2.543(mm)df2 d2 2hf 1922

17、 2.5187(mm)4.3齿轮的结构设计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的关尺寸 计算如下：轴孔直径d= 50 (mm)轮毂直径 D!=1.6d=1.6 X50=80 (mm)轮毂长度 L B266(mm)轮缘厚度 So = (34)m = 68(mm) 取 ° =8轮缘内径 D 2 = da2 -2h-20 =196-2 X4.5-2 X8= 171(mm)取 D2 = 170(mm)腹板厚度 c=0.3 B2 =0.3 X48=14.4取c=15(mm)腹板中心孔直径 D 0 =0.5( D1+ D2)=0.5(170+80)=125(mm) 腹板孔直

18、径 d 0 =0.25 ( D2- D1) =0.25 (170-80 )=22.5(mm)取 d0=20 (mm)齿轮倒角 n=0.5m=0.5 X2=1齿轮工作如图2所示：六、轴的设计计算从动轴设计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2表13-1可知：(T b=650Mpa,(T s=360Mpa, 查2表 13-6 可知：°b+1 bb =215Mpaoobb=102Mpa, o-1 bb=60Mpa2、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：d 壬3 P/n查2表13

19、-5可得，45钢取C=118则 d 耳18 x(2.53/121.67) 1/3 mm=32.44mm考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=35mm3、齿轮上作用力的计算齿轮所受的转矩：T=9.55 x 106P/n=9.55 X 106 x 2.53/121.67=198582 N齿轮作用力：圆周力：Ft =2T/d=2 X198582/195N=2036N 径向力：Fr=Fttan20 °=2036 xtan20 °=741N4、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，按比例绘制轴系结构草图。(1 )、联轴器的选择可采用弹性

20、柱销联轴器，查2表9.4可得联轴器的型号为 HL3 联轴器：35 X82 GB5014-85(2)、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(3 )、确定各段轴的直径将估算轴d=35mm 作为外伸端直径di与联轴器相配(如 图)，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

21、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.(4) 选择轴承型号.由1P270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.(5 )确定轴各段直径和长度Mec=65.13N mI 段：di=35mm 长度取 Li=50mmII 段:d2=40mm初选用6209深沟球轴承，其

22、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+ 1 9+55 ) =96mmIII 段直径 d3=45mmL3=L i-L=50-2=48mmW段直径d4=50mm长度与右面的套筒相同，即L4=20mmV段直径 d5=52mm. 长度 l_5=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm(6) 按弯矩复合强度计算 求分度圆直径：已知 di=195mm

23、 求转矩：已知 T2=198.58N m 求圆周力：Ft根据课本P127 (6-34 )式得Ft=2T 2/d 2= 2 X198.58/195=2.O3N 求径向力Fr根据课本P127 (6-35 )式得Fr二Ft tan a=2.03 xtan20 °=0.741N 因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=48mm(1)绘制轴受力简图(如图a)(2)绘制垂直面弯矩图(如图b)轴承支反力：Fay=F by二Fr/2=0.74/2=0.37NFaz=F BZ=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=0.37 X96

24、-2=17.76N m截面C在水平面上弯矩为：M c2=FazL/2=1.01 X96 2=48.48N m(4) 绘制合弯矩图(如图d )Mc=(M C12+M c22)1/2 = ( 17.76 2+48.48 2)1/2 =51.63N m(5) 绘制扭矩图(如图e)转矩：T=9.55 x(P2/n 2) X106=198.58N m(6) 绘制当量弯矩图(如图f)转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取a=0.2，截面C处的当量弯矩：Mec=M c2+( aT)21/2二51.63 2+(0.2 X198.58) 21/2=65.13N m(7)校核危险截面C的强度由式(6-3)oe

25、=60MPaC=118oe=65.13/0.1d 33=65.13x1000/0.1X453=7.14MPa< gb=60MPa该轴强度足够。刊一mFlo巧:1U匕AJ 口 OSi 寸&加 OO4 + un 寸 .32 C/ QrQ15|A吓.01屮费 日L/S37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2表13-1可知：(T b=650Mpa,(T s=360Mpa, 查2表 13-6 可知：°b+1 bb =215Mpaco bb =102Mpa,0-1 bb =60Mpa2、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，

26、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：d 壬3 P/n查2表13-5可得，45钢取C=118贝卩 d 耳18 x(2.64/473.33) 1/3 mm=20.92mm考虑键槽的影响以系列标准，取 d=22mm3、齿轮上作用力的计算齿轮所受的转矩：T=9.55 x 106P/n=9.55 X 106 x2.64/473.33=53265 N齿轮作用力：圆周力：Ft=2T/d=2 X53265/50N=2130N径向力：Fr=Fttan20 °=2130 xtan20 °=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，

27、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，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴L'h=48000h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。(2) 按弯扭复合强度计算 求分度圆直径：已知 d2=50mm 求转矩：已知T=53.26N m 求圆周力Ft :根据课本P127 (6-34 )式得Ft=2T 3/d 2=2

28、X53.26/50=2.13N 求径向力Fr根据课本P127 (6-35 )式得Fr=Ft tan a=2.13 X0.36379=0.76N T两轴承对称,J_A=LB=50mm(1)求支反力 Fax、Fby、Faz、FbzFax=F BY=Fr/2=0.76/2=0.38NFaz=F Bz=Ft/2=2.13/2=1.065N(2) 截面C在垂直面弯矩为M c1=FaxL/2=0.38 X100/2=19N m(3) 截面C在水平面弯矩为M C2二FazL/2=1.065 X1OO/2=52.5N m(4) 计算合成弯矩Mc= (Mci2+M C22) 1/2=(192+52.5 2) 1

29、/2=55.83N m(5) 计算当量弯矩：根据课本P235得a=0.4Mec=M c2+( aT)21/2 二55.83 2+(0.4 X53.26)21/2=59.74N m(6) 校核危险截面C的强度LH=998953h由式(10-3 )oe二Mec/ (0.1d 3) =59.74x1000/(0.1X303)=22.12Mpa<o1b =60Mpa此轴强度足够(7) 滚动轴承的选择及校核计算一从动轴上的轴承根据根据条件，轴承预计寿命L'h=10 X300 X16=48000h(1) 由初选的轴承的型号为：6209,查1表 14-19 可 知：d=55mm, 外 径D =

30、85mm,宽 度 B=19mm,基本额定动载荷 C=31.5KN, 基本静载荷 Co=20.5KN,查2表10.1可知极限转速9000r/min(1)已知 n II = 121.67(r/min)两轴承径向反力：Fr1=Fr2 = 1083N根据课本P265 (11-12 )得轴承内部轴向力Fs=0.63F r 则 Fs1=Fs2=0.63F r1=0.63x1083=682NFsi+Fa=Fs2 Fa=O故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端Fai=Fsi=682N F A2=Fs2=682N(3) 求系数x、yFai/Fri=682N/1038N =0.63Fa2/Fr2=682N/103

31、8N =0.63根据课本P265表(14-14 )得e=0.68Fai/F ri <e x 1=1 F a2/F R2<e x 2=1y1=0y 2=0(4) 计算当量载荷P1、P2根据课本P264表(14-12 )取f p=1.5根据课本P264( 14-7 )式得P1二f p(X1FR1+y 1Fa1)=1.5 X(1 X1083+0)=1624NP2=f p(X2FR1+y 2Fa2)= 1.5 X(1 X1083+0)=1624N(5) 轴承寿命计算P1=P2 故取 P=1624N深沟球轴承£=3LH=53713h根据手册得6209型的Cr=31500N由课本P2

32、64 (14-5 )式得Lh = 10 6(ftCr/P) £/60n=10 6(1 X31500/1624) 3/60X121.67=998953h>48000h二预期寿命足够二.主动轴上的轴承：(1)由初选的轴承的型号为：6206查1表 14-19 可 知:d=30mm,夕卜径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2表10.1可知极限转速13000r/min根据根据条件，轴承预计寿命L'h=10 X30O xi6=48000h(1)已知 n i=473.33(r/min)两轴承径向反力：Fri=F

33、r2 = 1129N根据课本P265( 11-12 )得轴承内部轴向力Fs=0.63F r 贝卩 Fs1二Fs2=0.63F r1=0.63x1129=711.8N TFs1+Fa二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 F a2=F s2=711.8N(3) 求系数x、yFa1/Fr1=711.8N/711.8N =0.63Fa2/F r2=711.8N/711.8N =0.63根据课本P265表(14-14 )得e=0.68Fa1/F R1 <e x 1=1 F a2/F R2<e x 2=1y1=0y 2=0(4) 计算当量载荷P1

34、、P2根据课本P264表(14-12 )取f p=1.5根据课本P264 (14-7 )式得P1=f p(X1FR1+y 1Fa1)=1.5 X(1 X1129+0)=1693.5NP2=f p(X2FR1+y 2Fa2)=1.5 X(1 X1129+0)= 1693.5N(5) 轴承寿命计算P1=P2 故取 P=1693.5Nt深沟球轴承£=3根据手册得6206型的Cr=19500N由课本P264 (14-5 )式得Lh = 10 6(ftCr/P) £/60n=10 6(1 X19500/1693.5) 3/60X473.33=53713h>48000h二预期寿命

35、足够6.3联轴器的选择由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑拆装方便及经济 问题，选用弹性套柱联轴器K=1.3TC=9550 KPl1 =9550 X1.31.916 =202.290nii117.589选用TL8型弹性套住联轴器，公称尺寸转矩 Tn =250，TC< Tn。采用Y型轴孔，A型键轴孔直径d=3240，选d=35，轴孔长度L=82TL8型弹性套住联轴器有关参数七、键联接的选择及校核计算1. 根据轴径的尺寸，由1中表12-6高速轴（主动轴）与V带轮联接的键为：键8 X36 GB1096-79大齿轮与轴连接的键为： 键14 X45 GB1096-79轴与联轴器的键为：

36、键10 X40 GB1096-792 .键的强度校核大齿轮与轴上的键：键14 X45 GB1096-79b xh=14 X9,L=45,贝U Ls=L-b=31mm圆周力：Fr=2T n/d=2 X198580/50=7943.2N挤压强度：p 2Fr =56.93<125150MPa=gh Ls因此挤压强度足够剪切强度：2Fr =36.60<120MPa=b Ls因此剪切强度足够键 8 X36 GB1096-79 和键 10 X40 GB1096-79 根据上面的 步骤校核，并且符合要求。八、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

37、次过滤)，采用M18 X1.5 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 M18 X1.5根据机械设计基础课程设计表 5.3选择适当型号：起盖螺钉型号：GB/T5780 M18 X30,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 M8 X20,材料Q235 螺栓：GB5782 86 M14 X100，材料 Q235箱体的主要尺寸：(1)箱 座壁厚 =0.025a+1=0.025 X 122.5+1 = 4.0625取=8(2) 箱盖壁厚 i=0.02a+1=0.02 X122.5+1二 3.45取1=8(3) 箱盖凸缘厚度 b1=1.5 1 = 1.5 X8=12(4) 箱座凸缘厚度b=1.5 =1.5 X8=12