一级减速器机械设计基础课程设计

一级减速器机械设计基础课程设计

课程设计任务书

机械设计与制造专业2012 年级5 班

一、设计题目

带式输送机传动装置

已知条件：

1.工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，运输带速度允许误

差为±0.5%；

2.使用折旧期：五年；

3.动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；

4.滚筒效率：0.96（包括滚筒与轴承的效率损失）。

原始数据表

参数

题号

1 2 3 4 5

运输带工作拉

力F/（KN）

3.2 3.4 3.5 2.8 2.6 运输带工作速

度V/（m/s）

1.5 1.6 1.8 1.5 1.4 卷筒直径

D/(mm)

400 400 400 450 450 参数题号

6 7 8

运输带工作拉

2.4 2.2 2.1

力F/（KN）

运输带工作速

1.5 1.4 1.5

度V/（m/s）

卷筒直径

400 400 500

D/(mm)

5

数据为：

运输带工作拉力F = 3200 N

运输带工作速度v = 1.5 m/s

卷筒直径D = 400 mm

二、主要内容

1.拟定和分析传动装置的设计方案；

2.选择电动机，计算传动装置的运动和动力参数；

3.进行传动件的设计计算及结构设计，校核轴的强度；

4.绘制减速器装配图；

5.绘制零件工作图；

6.编写设计计算说明书。

三、具体要求

本课程设计要求在2周时间内完成以下的任务：

1.绘制减速器装配图1张（A2图纸）；

2.零件工作图2张（齿轮和轴，A4图纸）；

3.设计计算说明书1份，约3000字左右。

四、进度安排

次序设计内容时间分配（天）

1 指导老师介绍课程设计注意事项 1

2 拟定设计方案 1

3 传动件的设计计算 2

4 画装配图 2

5 画零件图 2

6 编写设计说明书 2

五、成绩评定

指导教师杨阳签名日期 2014 年 1 月8 日

系主任张利国审核日期 2014 年1 月 10 日

目录

一设计任务的分析 (1)

1.1本课程设计的目的 (1)

1.2 本课程设计的内容、任务及要求 (1)

1.2.1课程设计的内容 (1)

1.2.2课程设计的任务 (1)

1.2.3 课程设计的要求 (1)

1.3 课程设计的步骤 (2)

1.3.1设计准备工作 (2)

1.3.2 总体设计 (2)

1.3.3传动件的设计计算 (2)

1.3.4装配图草图的绘制 (2)

1.3.5装配图的绘制 (2)

1.3.6 零件工作图的绘制 (2)

1.3.7 编写设计说明书 (2)

二传动装置的总体设计............................. 错误!未定义书签。

2.1选择电动机 (3)

2.1.1选择电动机类型 (3)

2.1.2选择电动机的容量 (3)

2.1.3 确定电动机转速 (3)

2.2 计算总传动比和分配传动比 (4)

2.2.1 总传动比 (5)

2.2.2 运动和动力参数计算 (5)

2.3 传动零件的设计计算 (5)

2.3.1 V带的设计 (5)

2.3.2 齿轮的设计 (6)

2.3.3 轴的设计 (8)

2.3.4 输出轴的强度校核 (10)

2.3.5 轴承的校核 (12)

2.3.6 键的选择 (14)

三箱体的选择和确定 (15)

参考文献 (16)

一设计任务的分析

1.1本课程设计的目的

(1)通过课程设计使学生运用机械设计基础课程及有关先修课程的知识，起到巩固、深化、融会贯通及扩展有关机械设计方面知识的作用，树立正确的设计思想。

（2）通过课程设计的实践，培养学生分析和解决工程实际问题的能力，是学生掌握机械零件、机械传动装置或简单机械的一般设计方法和步骤。

（3）提高学生机械设计的基本能力，如计算能力、绘图能力以及计算机辅助设计(CAD)能力等，使学生具有查阅设计资料（标准手册、图册等）的能力，掌握经验估算等机械设计的基本技能，学会编写一般的设计计算说明书。

1.2 本课程设计的内容、任务及要求

1.2.1课程设计的内容

（1）拟定和分析传动装置的设计方案；

（2）选择电动机，计算传动装置的运动的动力参数；

（3）进行传动件的设计计算及结构设计，校核轴、轴承、联轴器、键等零部件的强度，选择润滑和密封方式；

（4）绘制减速器装配图；

（5）编写设计计算说明书，准备答辩。

1.2.2课程设计的任务

（1）绘制减速器装配图1张用A1或A0图纸绘制）；

（2）绘制零件工作图1～2张A4或A3（齿轮、轴、箱体等）；

（3）编写设计计算说明书一份。

1.2.3 课程设计的要求

在课程设计前，应认真阅读任务书，了解设计题目及设计内容，搞清楚所要设计的传动装置包含哪些机构及传动路线。如果任务书中没有给出传动简图，则应首先了解设计的已知数据及工作类型，并对所学的有关传动机构的运动特点、总体传动性能及某些传动数据的常用范围进行复习，然后根据工作的要求将有关机构进行不同的组合，画出不同的传动简图，依据先修知识，选出1～2种较合理的传动方案，同时进行设计（在进行装配图设计之前，对两种传动的数据进行比较，选择最合理的一组进行后续设计）。上述工作完成之后，应认真阅读课程设计指导书有关总体及传动设计计算的章节，开始设计计算。

1.3 课程设计的步骤

1.3.1设计准备工作

（1）熟悉任务书，明确设计的内容和要求；

（2）熟悉设计指导书、有关资料、图纸等；

（3）观看录像、实物、模型或进行减速器装拆实验等，了解减速器的结构特点与制造过程。

1.3.2 总体设计

（1）确定传动方案；

（2）选择电动机；

（3）计算传动装置的总传动比，分配各级传动比；、

（4）计算各轴的转速。功率和转矩。

1.3.3传动件的设计计算

（1）计算齿轮传动、带传动、的主要参数和几何尺寸；

（2）计算各传动件上的作用力。

1.3.4装配图草图的绘制

（1）确定减速器的结构方案；

（2）绘制装配图草图，进行轴、轴上零件和轴承组合的结构设计；

（3）校核轴的强度、键连接的强度；

（4）绘制减速器箱体结构；

（5）绘制减速器附件。

1.3.5装配图的绘制

（1）画底线图，画剖面线；

（2）选择配合，标注尺寸；

（3）编写零件序号，列出明细栏；

（4）加深线条，整理图面；

（5）书写技术条件、减速器特性等。

1.3.6 零件工作图的绘制

（1）绘制齿轮类零件的工作图；

（2）绘制轴类零件的工作图；

（3）绘制其它零件的工作图。

1.3.7 编写设计说明书

（1）编写设计计算说明书，内容包括所有的计算，并附有必要的简图；

(2)写出设计总结，一方面总结设计课题的完成情况，另一方面总结个人所作设计的收获、体会及不足之处。

二 传动装置的总体设计

2.1选择电动机

2.1.1选择电动机类型

按工作要求选用Y 系列全封闭自扇式冷式笼型三相异步电动机，电压380V 。

2.1.2选择电动机的容量 电动机所需工作功率为P ×d=Pw/η

nw=60×1000V/πD=(60×1000×1.5)/ (3.14×400)=71.66 r/min

其中联轴器效率联轴器η=0.99，滚动轴承效率（2对）轴承η0.98，闭式齿轮传动效率齿轮η=0.97，V 带效率带η=0.96，滚筒效率滚筒η=0.96代入得

传动装置总效率：总η=带η齿轮η联轴器η滚筒η2

η轴承=0.85

工作机所需效率为：Pw=FV/1000=3200×1.5/1000=4.8Kw 则所需电动机所需功率：Pd=Pw/η=4.8/0.85=5.64Kw

因载荷平稳，电动机额定功率Ped 略大于Pd 即可由《机械设计基础实训指导》附录5查得Y 系列的点击数据，选电动机的额定功率为7.5Kw.

2.1．3确定电动机转速

卷筒轴工作转速：由nw=71.66r/min ，V 带传动的传动比为i1=2～4;闭式齿轮单级传动比常用范围为i2=3～8,则一级圆柱齿轮减速器传动比选择范围为：I 总=i1×i2=6～32

故电动机的转速可选范围为nd=nw ×I 总=71.66×(6～32)=429.96

r/min ～2293.12 r/min 符合这一范围的同步转速有750 r/min 、1000 r/min 、方案 电动机型号 额定功率Kw 同步转速/满

载转速nm(r/min)

1 Y132S2-4 7.5 1500/1440

2 Y132M2-6 7.5 1000/960

3 Y160L-8 7.5 750/720 2.2计算总传动比和分配传动比

2.2.1总传动比

Iz=960/71.66=13.4 V 带的传动比为I 1=2.68

减速器的传动比为i 2=Iz/i 1=13.4/2.68=5

2.2.2运动和动力参数计算

0轴（电动机轴）

P0=Pd=5.5Kw

==d P P 07.5Kw ==d n n 0960r/min

000/9550n P T ==9550×7.5/960=74.61（N.m ）

1轴（高速轴既输入轴）

)(2.70.967.5η01kw P P =?==带

1n =0n /i 1

=960/2.68=358.21r/min

111/9550n P T ==9550×7.2/358.21=191.95（N.m ）

2轴（低速轴既输出轴）

)(84.60.980.972.7ηη12kw P P =??==轴承齿轮

2n =1n /i 2=358.21/5=71.64 r/min

222/9550n P T ==9550×6.84/71.64=911.81（N.m ）

轴名 功率 P/Kw 转矩 T(N.m)

转速 n(r/min) 传动比

电动机轴（0轴） 7.5 74.61

960

1轴 7.2

191.95 358.21

2.68 2轴

6.84 911.81 71.64

5

2.3 传动零件的设计计算

2.3.1 V 带的设计

（1）确定计算功率

P c =K a ×7.5=8.25Kw （2）选取普通v 带型号

根据P c =8.25Kw,n 1=960r/min,由图6-7选用A 型普通V 带。

（3）确定两带轮的基准直径 根据表6-2选取d d1=112mm

大带轮基准直径为d d2=ixd d1=2.68x112=300.16mm 由表6-2选取标准值为d d2=315mm 则i 实际=d d2/d d1=2.8

n 2=n 1/i=960/2.8=342.86r/min

从动轮的误差率为:(358.21-342.86)/358.21x100％=4.2％ 误差率在±5％内，为允许值。 （4) 验算带速

v=3.14d d1n 1/60×1000=3.14x112x960/60x1000=5.63m/s 带速在5~25m/s 内，为允许值。s

（5）确定中心距a 和带的基本长度L d 0.7(d d1+d d2)≤a 0≤2(d d1+d d2) 298.9≤a 0≤854 取a 0=500mm

则L 0=2a 0+π/2(d d1+d d2)+（d d2－d d1）2/4a 0

=2X500+3.14/2x(112+315)+(315-112)2

/(4X500) =1691mm

由表6-3，选取Ld=1600mm

则a 实=a 0+(L d -L 0)/2=500+(1600-1691)/2=454.5mm 取a=460mm

（6）校验小带轮的包角

a 1=180o -(d d2-d d1)/ax57.3=180o -(315-112)/454.5x57.3=154.4o a 1>120,满足条件 （7 确定V 带根数Z

根据d d1=112mm,n 1=960r/min,由表6-5，用线性插值法得P 0=1.16kw 由表6-6得，ΔP 0=0.126kw,由表6-3的，K L =0.99,由表6-7得，k α=0.93 所以，Z ≧

][Po Pc

=Kl

K Po Po P α)(c ?+=7.5/{(1.16+0.126)X 0.99X0.93}=6.3 所以， Z=7

（8）计算V 带的初始拉力F 0和带轮轴上的压力F a ，由表6-1查的q=0.105kg/m

F 0=500Pc/ZV(2.5/k α-1)+qv 2

=163.96N F a =2ZF 0sin(a 1/2)=2238.4N

2.3.2齿轮的设计

转动轴 电机轴（0轴） 输入轴（1轴） 输出轴（1轴） 转速n 960 358.21 71.64 齿数比 2.68 5

1、选择齿轮的精度等级、材料

输送机为一般工作机器，转动速度不高，为普通减速器，故选用8级精度（GB/T10095-2008），要求齿面粗糙度Ra ≤3.2-6.3μm。①选择小齿轮材料为16MnCr5渗

碳淬火，其硬度选为56～62HRC ，大齿轮为40Cr 表面淬火，其硬度为48～55HRC 。 2、按齿面接触疲劳强度设计

Mn ≥1.17[]

31212cos F d S

F Z Y Y KT δ?β

①、 转矩1T

1T =9.55 ×106P 1/n 1=9.55 ×106×7.2/358.21=1.9×105（N.mm ）

②、 载荷系数k 及材料的弹性系数Z E

查表7-10取K=1.5,查表7-11取Z E =189.8MPa 1/2 1/2

③、 齿数Z 1和齿宽系数Ψd 和螺旋角β

取小齿轮的齿数Z 1，则大齿轮的齿数Z 2=Z 1×i=20×5=100.对称布置、硬齿面，查表7-14取Ψd=0.9。初选螺旋角为15°。 ④、 许用弯曲应力

由图7-26查得σFlim1=880MPa, σFlim2=740MPa

N 1=60njL h =60×358.21×1×（5×52×5×16）=4.47×108 N 2= N 1/i=4.47×108/5.38=8.94×107 由图7-23查得Y N1=1, Y N2=1 由表7-9查得S F =1.5

根据【σF 】1=（Y N1·σFlim1）/S F =586.67MPa 【σF 】2=（Y N2·σFlim2）/S F =493.33MPa

=1

][1

1F S F Y Y σ0.0075MPa -1 =2

][2

2F S F Y Y σ0.0082MPa -1 则m ≥1.17[]

3F 1212

d Z cos δ?βS

F Y Y KT =2.6 由表7-2取标准模数m=3 ⑤ 、确定中心距a 及螺旋角β

a=

β

cos 2)

(21Z Z M n +=186.35mm 取a=186mm

β=arccos[M n (Z 1+Z 2)/2a]=14°59’ 与设计值相差不大，故不必重新计算 3、主要尺寸计算

d 1=mz 1/cos β=62.1mm d 2=mz 2/cos β=310.6mm

b=Ψd 1=0.9×62.1=55.89mm

经圆整理后b 2=60mm, b 1=b 2+5=65mm D a1=d 1+2h a =66mm

D a2=d 2+2h a =306mm D f1=d 1-2h f =52.5mm D f2=d 2-2h f =292.5mm

a=0.5×3（20+100）=180mm 4、按齿面接触疲劳强度校核

① 齿数比 U=i=5

② 许用接触应力【σF 】

由图7-25查得σHlim1=1510MPa ，σHlim2=1220MPa 由表7-9查得S H =1.2

由图7-24查得Z N1=1，Z N2=1.16 【σH 】1=Z N1·σHlim1/S H =1258.33MPa 【σH 】2=Z N2·σHlim2/S H =1179.33MPa 由表7-11查得弹性系数Z E =189.8,故

σH = u

bd u KT Z E

211)

1(17.3+=957.73MPa

σH <【σH 】2齿根弯曲疲劳强度角和合格。

5、验算齿轮的圆周速度V

V=πxd 1n 1/60x1000=3.14x62.1x 358.21/60x1000=1.16m/s 由表7-7可知，选8级精度是最合适的。 根据以上数据可以制成表格：

齿轮参数 法面模数 m=3 齿数 z 1=20 z 2=100 齿顶圆直径 D a1=66

D a2=306 螺旋角 β=15° 齿根圆直径 D f1=52.5 D f2=292.5 中心距 a=180 分度圆直径

d 1=60 d 2=300

齿轮宽度

b 1=65 b 2=60

闭式齿轮传动，齿轮的圆周速度v ≤12m/s ，常将大齿轮的齿轮侵入油池中进行侵油润滑(推荐使用中负荷工业齿轮油，润滑油运动粘度v 50°c=120mm/s, v 100°c=23mm/s)

2.3.3轴的设计

1、高速轴（1轴）的设计 确定轴的最小直径

由已知条件可知此减速器的功率属中小功率，故选45钢并经调质处理，由表11-1查得A=110，[1-σ]=55MPa,于是得 86.2921

.3582.7110d 33

=?=≥n p A mm

此处有键槽用于配套V 带轮，所以可将其轴径加大5%，即d=29.86×105%=31.35mm (1) 轴各段的直径

所以d 1取32mm,轴肩高取h=（0.07～0.1)d d 2=32+32×0.07×2=36.4,所以d 2取38 d 3=38+1×2=40 d 3=d 5=40 (2) 轴承的选择

因轴承受到径向力作用，故选角接触球轴承，查附表6-3，选取轴承代号为7208AC ，其尺寸为：d ×D ×B=40×80×18 (3) 确定1轴各段长 L 1=l 2=100

L 2=l 1+l+e=l 1+(0.1～0.15)D+1.2d3=20+0.15×80+1.2×10=44 L 3=Δ2+Δ3+B=10+5+18=33 L 3=L 5=33 L 4=65

A 1=

B 1=(L 3+L 4+L 5-B)/2=56.5

2、低速轴（2轴）的设计 确定轴的最小直径

由已知条件可知，此减速器传递的功率属中小功率，故选45钢并调质处理，由表11-1查得A=110、[1-σ]=55MPa ，于是得： 19.5064

.7184.6110d 33

=?=≥n p A 此处有键槽用于配套V 带轮，所以可将其轴径加大5%，即d=50.28×105%=52.794mm ，

则d1=54 ，轴肩高一般取h=(0.07～0.1)d d 2=54+54×0.1×2=64.8,d 2取64

d 3=64+2×3=70 d 6=d 3=70

d 4=70+2×2=74

d 5=70+0.1×2×70=84 轴承的选择

因轴承受到径向力作用，故选角接触球轴承，查附表6-3，选取轴承代号为7014AC ，

其尺寸为：2011070??=??B D d 确定2轴各段长

44

122.11101.06.18100

l 1221=?+?+=++===e l l L L

5.4152055.115323=+++=++?+?=B L 555604=-=L

5

.1176.11841.04.1h 4.155==??==L L 取

252320)5~1(36=++=+?+=B L B2=10+5+11.5+30=56.5

C2=30+11.5+2+3+10=56.5

则有：1212,B C A B ==

mm

L L L L L L L mm

L L L L L L 277255.11555.4144100275336533441006543212543211=+++++=+++++==++++=++++=轴）输出轴（轴）输入轴（

2.3.4输出轴的强度校核

N

F F N F F N

d T F t a n t r t 8.162815tan 7.6078tan 5.229015cos 20tan 7.6078cos tan 7.6078300101.9225

22=??===?

?

?===??==ββα

（1）画输出轴的受力简图（a)

（2）画出水平面的弯矩图（b)，通过列水平面的受力方程，有

FAH=FBH=1/2Ft=0.5×6078.7=3039.35N

MCH=FAH ×56.5=3039.35×56.5=171723.275N.mm

（3）画竖直平面的弯矩图（c ），通过竖直平面的受力平衡方程，有 Fr F F BV AV =+....①

-Fr56.5-Fa ×0.5d+FBV ×113=0....②

由①、②两式，联立解方程得N F N F BV AV 3.2226,2.64== mm N F M AV CV ·3.36272.645.565.561=?== mm N F M BV CV ·95.1257853.22265.565.562=?== （4）画合成弯矩图，如图（d)

mm N M M M CV CH C ·6.1717613.3627275.171723221122=+=+= mm N M M M CV CH C ·8.21286395.125785275.171723222222=+=+= （5）画转矩图，如图（e)

mm N n P T ·101.964.7184

.61055.91055.9566?=??=??=

（6）画当量弯矩图（f ），转矩按脉动循环且6.0=a ，则

mm

N M M mm

N a T C ec T ·4.5860265460008.212863·5460009100006.02

22

2

=+=+==?=α

由当量弯矩图可知C 截面为危险截面，当量弯矩最大值为

mm N M ec ·4.586026=

（7) 验算轴的直径 mm 7.4755

1.04.586026][1.033

1=?=≥-σec M d

因为C 截面有一键槽，所需要将直径加大5%，则

mm d 085.50%1057.47=?=,而C 截面的设计直径为74mm ，所以强度足够。 t F

(a)

AH F

CH M

BH F

(b)

r F a F

(c)

AV F

BV F

(d) T

(e ）

（f)

2.3.5轴承的校核

已知：拟用一对角接触球轴承支承。初选轴承型号为7014AC ，已知轴的转速min /64.71r n =,两轴承所受的径向载荷分别为N F F F r r 25.11455.0r 21=?==,轴向载荷N F A 8.1628=,预期寿命1200h 1S F r F A F

2S F

1r F

2r F

计算轴承的轴向力21,a a F F

由表12-13查得7014AC 轴承内部轴向力的计算公式为168.0r S F F =，故有：N F F F r S S 77.77825.114568.068.0121=?=== 绘出如上图所示的计算简图，因为

2157.24078.162877.778S a S F F F >=+=+

故可有：轴承2被压紧，轴承1被放松，两轴承的轴向力分别为： N

F F F N

F F a S a S a 57.240777.7781211=+===

e Fr Fa ===68.025

.114577.778 查表12-12则有：87.02,41.00121===Y =Y X X ；， 查表12-11有

1=p f

所以：()()N Fa Fr X fp P 25.114577.778025.11451111111=?+??=Y += ()()N Fa Fr X fp P 1.256457.240787.025.114541.0122222=?+??=Y += 计算轴承的寿命L h

因12P P >，且两个轴承的型号相同，所以只需计算轴承1的寿命，取1P P =

][60106h h T L p C f n L ≥???

?

??=ε

根据《机械设计基础实训指导》书查7014AC 轴承的C=45.8KN ，根据书《机械设计基础》P221可知3=ε。查表12-9可知：1=T f

h Lh 120005.132582064

.716010

)1

.2564458001(3

6

>=??=

? 由此可见轴承的寿命大于预期寿命，所以选用该轴承合适。

2.3.6、键的选择

齿轮、V 带轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。根据轴的直径可由《机设基础》表10-7、10-8查得：

在输入轴上V 带轮与轴连接平键截面b*h=10mm x8mm ，L=40mm

在输出轴上半联轴器与轴连接平键截面b*h=16mm x 10mm ，L=70mm 齿轮与轴连接平键截面b*h=20mm x 12mm ，L=50mm

键槽均用键槽铣刀加工，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮

毂与轴的配合为67n H ；同样，半联轴器与轴的配合为6

7

k H 。角接触轴承与轴的周向定位是

由过渡配合来保证的，此处选轴的直径公差为m6 。

三 箱体的选择和确定

箱体的选择要求和轴与其它零件要配合使用，误差不能太大。

本次设计的减速器输入轴和输出轴均有一端伸出箱体与联轴器联接,故采用中间的长度,最能准确的确定箱体的宽度。

查表4-2得，箱体的数据初定为：

箱座壁厚：δ=0.025a+1≥8,则取δ=10mm 箱盖壁厚: δ1=0.025a+3≥8,则取δ1=10mm

箱座凸缘的最小厚度：b=1.5δ=15mm,故取b=20mm 箱盖凸缘的最小厚度:b 1=1.5δ1=15mm,故取b=20mm

箱座底凸缘的的最小厚度：2 2.525b mm δ==,故取b 2=30mm 箱盖上凸缘的的最小厚度 b 2’

=2.5δ=25mm,故取 b 2’

=30mm 地脚螺栓的最小直径:d f =0.036a+12=16mm ,故取d f =18mm 地脚螺栓数目：4n =

轴承旁连接螺栓直径d 1=0.75d f =13.5mm ，取螺栓为M14

箱盖与箱座连接螺栓直径：d 2=0.6d f =10.8mm ，取螺栓为M11 连接螺栓2d 的间距：l=125～200,取l=180mm

轴承端盖螺栓的直径: d 3=（0.4-0.5）d f d 3 =9mm,故取d 3=9mm 检查孔盖螺钉直径：d 4=（0.3-0.4）d f d 4 =7.2mm 故取M8 定位销直径：d=（（0.7-0.8）d 2 d=8.46 取d=9 d f 、d 2、d 1至外箱壁的距离C 1=20mm d f 、d 2至凸缘边的距离C 2=20mm 轴承旁凸台半径R 1=C 2=20mm 凸台高度h=55mm

外箱壁至轴承座端面距离l 1=C 1+C 2+10=50mm 齿轮顶圆与内箱壁的距离Δ1>1.2δ=15mm 齿轮端面与箱体内壁的距离Δ2>δ=15mm ，

箱盖、箱座肋厚m 1=0.85δ1=8.5mm 、m 2=0.85δ=8.5mm

轴承端盖外径D 2入=D 入+2.5d 3=105mm 、D 2出=D 出+2.5d 3=135mm 轴承端盖上螺钉的数目都为4

轴承旁连接螺栓的距离S 入=D 入+2d 1=87mm 、S 出=D 出+2d 1=117mm