机械设计课程设计-设计带式运输机传动装置的圆锥圆柱齿轮加链减速器.doc

佛山科学技术学院课程设计纸 第 页佛山科学技术学院机电系 机械设计制造及其自动化专业课程设计任务书一、 题目：设计带式运输机传动装置的圆锥圆柱齿轮加链减速器二、设计基本内容1， 传动系统/方案设计和主要零部件的设计计算2， 减速器装配图和零件工作图设计3， 编写设计说明书三、设计完成后应缴的资料装配图1张、零件图12张、设计计算说明书一份四，设计完成期限： 本设计任务是于2004年12月27日发出 于2005年1月14日完成指导老师： 签名日期教研室主任 ： 批准日期目录第一，设计任务第二，总体方案设计第三，电动机的设计和选择第四，传动零件的设计一、减速器外部传动零件的设计链传动二、减速器内部传动零件的设计（一）高速级传动设计锥齿轮传动（二）低速级传动设计柱齿轮传动第五，轴系零部件的初步选择一、拟定轴上零件的装配方案二、轴有关数据的确定三、轴承的校核四、轴的强度校核计算五、键的校核第六，其余机构参数设计一、轴承的选择和计算二、联轴器的选择三、润滑和密封方式的设计和选择四、箱体设计（mm）五、附件设计六、设计明细表七、技术说明小结和参考书第二，总体方案设计一、设计数据及工作条件：f7000n t9550pn1225.06nmp2.24 kw v0.32m/sn=17.462 r/min d350mm生产规模：成批工作环境：多尘载荷特性：冲击工作期限：3年2班制二、方案选择两级圆锥-圆柱齿轮减速器i=i1i2直齿圆锥齿轮i=822斜齿或曲线齿锥齿轮i=840特点同单级圆锥齿轮减速器，圆锥齿轮应在高速级，以使圆锥齿轮尺寸不致太大，否则加工困难动力传动方向电动机连轴器轴i锥齿轮轴ii柱齿轮轴iii连轴器轴iv链传动轴v滚筒第三，电动机的设计和选择一，所需电动机的功率0.9920.9950.960.970.920.960.7666pdpw2.24 0.7666 2.922kw二，所需电动机的转速初选传动比：锥齿轮： 2.5 (可选范围：23)圆柱齿轮： 4 (可选范围：35)链传动： 5 (可选范围：26)总传动比：i2.54550所需电动机转速：ndn5017.46250873.1 r/min三，所选电动机的型号及参数型号：三相异步电动机y132s6电动机参数：额定转速：960 r/min 额定功率：3 kw 输出轴直径：38mm备选电动机：y160m18电动机数据对比方案电动机型号额定功率kw同步转速r/min满载转速r/min总传动比外伸轴径mm轴外伸长度mm1y132s63100096054.0976238802y160m23233880四，计算总传动比和分配传动比1总传动比：i96017.46254.97622分配传动比的基本原则在设计两级或多级减速器时，合理地将传动比分配到各级非常重要。因它直接影响减速器的尺寸、重量、润滑方式和维护等。 分配传动比的基本原则是： 1）使各级传动的承载能力接近相等（一般指齿面接触强度。） 2）使各级传动的大齿轮浸入油中的深度大致相等，以使润滑简便。 3）使减速器获得最小的外形尺寸和重量。对圆锥圆柱齿轮减速器的传动比进行分配时，要尽量避免圆锥齿轮尺寸过大、制造困难，因而高速级圆锥齿轮的传动比i1不宜太大，通常取i1 0.25i，最好使 i13。当要求两级传动大齿轮的浸油深度大致相等时，也可取 i13.54。3、初定链传动的传动比：i链5.1那么，减速器的传动比：i减ii链54.97625.110.7796锥齿轮传动的传动比：i锥0.25i减10.77960.252.695柱齿轮传动的传动比：i柱i减i锥10.77962.6954.0004、传动装置的玉女动和动力参数的计算各轴的转速计算： n2n1i各轴的输入功率计算： p2p1各轴的输入转矩计算： t9550pn轴号转速n(r/min)功率p(kw)扭矩t(nm)传动比ii9602.97029.552.695ii356.2152.82375.6844.000iii89.0542.711290.7235.1iv89.0542.657288.3621v17.4622.441336.28注：除特别注明外，本说明书所引用的公式和图标（均特别括号引用注明）均引用自参考书一。下同。第四、传动零件的设计一，减速器外部传动零件的设计链传动（一）、链传动的特点两轮间以链条为中间挠性元件的啮合来传递动力和运动。运动特性：不平稳，噪声大，且有扇动，i不恒定，不均匀性。优点：平均速比im准确，无滑动；结构紧凑，轴上压力q小；传动效率高=98%；承载能力高p=100kw；可传递远距离传动amax=8mm；成本低。缺点：瞬时传动比不恒定i；传动不平衡；传动时有噪音、冲击；对安装粗度要求较高。应用：适于两轴相距较远，工作条件恶劣等，如农业机械、建筑机械、石油机械、采矿、起重、金属切削机床、摩托车、自行车等。中低速传动：i8(i=24)，p100kw，v12-15m/s，无声链vmax=40m/s。（不适于在冲击与急促反向等情况下采用）。（二）, 链传动的设计计算已知：p=2.657kw， n189.054，n217.462 i5.1载荷性质：冲击，工作条件多尘，求z1、z2p，列数，a，润滑方式等。1、选择链轮齿数z1、z2z117，z2iz15.11786.7，取z287选择原则：z1不能过少，z1应为奇数！当z少外壳尺寸小，重量轻但z过少1）传动不均性和动负荷增大；2）p增大后，角增大，功率损失增加，链绕进，出轮磨损加剧；3）当p一定时，z少，d小，但ft（=2t/d）加速轮与链的破坏z2不能过大！z2过多外壳尺寸大、重量加大。且z多，承载力降低，且z过多容易脱链（z2更大）2，链的节和排数计算功率 pca=ka.p(kw) (9-18)工况系数：ka1. （表9-9，中等冲击3）pca=kap=1.32.657=3.454 (kw)3、链节数与中心距lp，a通常以节距倍数来表示链长lp1）初选a0a过小时则过小（包角）参加啮合齿数少，总的lp也少，在一定的v下，链节应力循环次数增加，寿命下降，但a过大，除不紧凑外，且使链松边颤动。一般推荐：初选a0=(3050p)，amax=80p当有张紧链装置时，可选a080pamin接i定： 当i3 i3时 初取a0=40p2）算lp（链节数） （9-19）lp135.10圆整为整数（最好为偶数）取lp1363）确定链条节距原则：要求单排链传递功率 （9-18）kz小链轮齿数系数 表9-10当工作点在图9-13曲线顶点左侧时，查表9-10，kz，先假设！ 左侧时表示为链板疲劳（主要外板）当工作点在图9-13曲线顶点右侧时，查表9-10，kz右侧时表示套筒与滚子冲击疲劳kp多排链系数，表9-11（当排数为2时kp=1.7，当排数为3时kp=2.5）kl链长系数：曲线1链箱疲劳，主要是考虑载荷集中 曲线2滚子套筒冲击疲劳4）选型：kz（z119）1.08（1719）1.080.8868kl（lp100）0.26（136100）0.261.08kp2.5 （选择三排）1.442 kw由p0、n1p 图9-13定链型号12a其他选型方案比较方案排数kp功率pca型号节距p（mm）滚子外径d（mm）110.95573.60716a25.4015.88221.6282.12116a25.4015.88332.39431.44212a19.0511.91讨论：当p，结构尺寸，如n一定，承载力，但运动不平稳性，动载、噪音也严重。结论；因此，在满足一定功率条件下，p越小越好，高速链尤其如此。如再考虑经济性时：当功率大（cp），v高时，选节距（p）小，用多排链当a小，i大时选节距（p）小，用多排链当a大，i小时选节距（p）大，用单列链因此，本设计选择了方案三5）求中心距a（实际） （9-20）770.88mm为使安装后，松边得到适当的垂度：则 a实=a-a（a2p），松边垂度控制在（0.010.02）aa松边长度 a=（0.010.02）aa实=aa770.88770.88（0.010.02）=1023.71025.79取整 a1025当轮用可调中心距或张紧轮外，亦可用压板、托板、张紧当两轮轴线倾斜60时，必须张紧，当无张紧装置，而中心距又不可调时，必须精算中心距a、6）计算链速0.4807 m/s4、小链轮孔径dkmaxdkmax53 （表9-1）当链与轮p与z一定以后，则链轮各部分结构尺寸基本已定，据此由齿侧凸缘最大直径dh（表9-2）再考虑到键槽削弱和轮毂强度的影响，则轴孔最大直径dkmax即可求出表9-1，p，zdkmax必大于安装轮外轴径（由强度定），若不够则采用特殊链轮结构或重新设计。增大z、p值。5、轴上压力q工有效圆周力 （n） 5389.3（n）轴上压力按水平布置取压力轴力系数：kp1.5fpkpfekp5389.31.513473.2 （n）6，链轮设计设计公式：分度圆直径（公称直径） 齿顶圆直径 齿根圆直径 d滚子直径分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿高小链轮103.6112.20100.2950.62大链轮527.67537.61525.7050.62二，减速器内部传动零件的设计（一）高速级传动设计锥齿轮传动由于圆锥齿轮的强度计算是按（机械原理中当量齿轮是按大端背锥展开的，但强度计算时考虑载荷作用于中点）齿宽中点背锥展开的当量直齿圆柱齿轮进行的，所以要了解的参数包括当量齿轮的参数齿数比，锥顶距r，大端分度圆直径d1，d2（平均分度圆直径dm1，dm2），齿数z1、z2，大端模数m，b齿宽1，已知传动比：i2.695 功率p2.970 kw小齿轮：n1960 r/min 扭矩t1=29.55 nm大齿轮：n2356.215 r/min 扭矩t2=75.68 nm 2，选材大小齿轮均选45号钢 8级精度要求小齿轮：调质处理 硬度236hbs（可选范围217255hbs）大齿轮：正火处理 硬度190hbs（可选范围162217hbs）大小齿轮硬度差为46hbs，符合要求。3，接触疲劳强度设计 （10-26）1)、参数确定t1=29.55 nm初选 kt2弹性影响系数ze=189.8 mpa 1/2 (表106、直齿轮计算)ui2.695r0.3，（锥齿轮，r0.250.35）许用接触应力h h knlim /shlim1680 mpa （图10-21 d,mq材料及热处理质量达中等要求）hlim2400 mpa 预计使用寿命n160n1jlh6096012830038.29108 hn2n1i 8.29108 h 2.6953.078108 h 寿命系数knkn1kn20.95 (图10-18)疲劳强度安全系数 s1.251.5 取s1.3h1（kn1hlim1）s496.92 mpah2（kn2hlim2）s292.31 mpah（h1+h2）2394.615 mpa2）、计算=83.526mm传动尺寸dm1dt1（10.5 ）83.526（10.50.3）70.997mm4.198 m/s3），修正分度圆直径 载荷系数：k= kakvk 工作情况系数ka初载荷系数kv1.19 （查图10-8 八级精度）齿向载荷分布系数k1.5khbe1.51.251.875 （按表10-9 ，工业用及一个两端支承一个悬臂，轴承系数可得khbe1.25）k11.191.8752.2312586.612 mm4，选齿数及计算其他几何参数z129 z2iz1292.69578.155 取整 z278实际传动比：iz2z178292.690模数 mz186.612292.9866 取标准模数m3分度圆直径：z1m87mm z2m261mm锥顶距137.0062mm齿宽 137.000.341.10mm，取整b42mm由 可得20.395。 69.6145。齿顶高ham3mm 齿根高hf1.25m3.75mm圆周力 779.189 n ()579.95径向分力272.647 n轴向分力 101.367 n法向力 名称代号参数小齿轮大齿轮齿数z1787模数m3分锥角20.39569.6145齿顶高ha3mm齿根高hf3.75 mmmm分度圆直径d87 mm261 mm齿顶圆直径da93 mm267 mm齿根圆直径df79.5 mm253.5 mm锥距r137.006mm顶隙c3mm齿宽b42mm圆周力ft779.189 n779.189 n径向分力fr272.647 n101.367 n轴向分力fa101.367 n272.647 n5，弯曲疲劳强度校核 f knlim /s1） 参数确定k2.23f1t1（2dm）29.551000（2870.85）199.70 n齿形系数2.45 应力校正系数1.65 （表105）寿命系数knkn1kn20.9 （图10-18）疲劳强度安全系数 s1.251.5 取s1.3450mpa 310 mpa （图1020）取较小值：310 mpa2） 计算168.817 mpaf knfeim /s 199.29 mpa f f设计合理（二）低速级传动设计柱齿轮传动已知数据：传动比 i4，功率p2.827 kw小齿轮：n1356.215 r/min 扭矩t1= =75.68 nm大齿轮：n289.05 r/min 扭矩t2=290.23 nm1，选精度等级、材料及齿数小齿轮：45号钢、调质处理、硬度230hbs（可选范围217255hbs）大齿轮：40cr号钢、调质处理、硬度270hbs（可选范围241286hbs）8级精度、硬质齿轮，斜齿轮，大小齿轮硬度差40hbs选z124，z297，14。2，按齿面接触强度设计：按以下公式设计法面直径 （10-21）1) 参数的确定i. 试选kt1.6ii. 由图10-30选取区域系数zh2.433iii. 扭矩t1= =75.68 nmiv. d0.8（硬齿面）v. 弹性影响系数ze=189.8 mpa 1/2 (表106)vi. 端面重合度 (图10-26，z124，z297，14)a10765，a2085 a2+a11.615 vii. 确定hhlim1600 mpa hlim2550 mpa （图10-21 d ,mq材料及热处理质量达中等要求）使用寿命：n160n1jlh60356.21512830033.078108 hn2n1i 3.078108 h 47.69107 h/寿命系数kn10.90、kn20.95 (图10-18)疲劳强度安全系数 s1.251.5 取s1.3h1（kn1hlim1）s540 mpah2（kn2hlim2）s522.5 mpah（h1+h2）2531.25 mpa2) 计算56.19 mm速度 1.048 m/s齿宽 bddt1=44.952 mm3） 修正法面分度圆直径 载荷系数：k=kakvkhkh工作情况系数ka=1.25初载荷系数kv1.059 （查图10-8 八级精度）齿向载荷分布系数kh， （由表10-4可得：8级精度，小齿轮相对轴承非对称布置） kh1.15+0.18（1+0.6d2）d2+0.3110-3b1.323齿间载荷分配系数 kh1.4（表10-3）k=kakvkhkh1.251.0591.3231.42.431修正后分度法面圆直径：64.597 mm3，几何参数模数md1cosz12.611取标准模数 法面模数mn3d1mz132472mm d2mz397291mm中心距a187.056 mm取整a188mm修正15.110350分度圆直径 d1mz1/cos74.579mm d2mz2/ cos301.42mm-名称代号参数小齿轮大齿轮齿数z2497螺旋角150 6/ 37/基圆柱螺旋角b140 10/ 44/法面模数mn3端面模数mt3.1074法面压力角n20端面压力角t200 39/ 24/法面齿距pn9.425端面齿距pt9.763法面基圆齿距pbn8.857分度圆直径d74.579301.420基圆直径db69.784282.042齿顶高ha3齿根高hf3.75齿顶圆直径da80.579307.420齿根圆直径df67.079293.542圆周力ft717.7781925.75径向分力fr270.082724.613轴向分力fa188.219504.978法向力fn789.6682118.6274，按齿根弯曲强度校核校核公式：1) 参数确定载荷系数：k2.431 （前计算）圆周力ft2td275.8410374.5792006.90 n齿形系数yfa2.65 应力校正系数ysa1.58 （表105）纵向重合度 0.318dtan1.649 (参考书一p213)螺旋角影响系数 y0.815 （表10-28）寿命系数kf10.85、kf20.8 (图10-18)疲劳强度安全系数 s1.251.5 取s1.4felim1500 mpa felim2380 mpa （图10-21 d mq材料及热处理质量达中等要求）fe1（kf1fe lim1）s303.57 mpafe2（kf2fe lim2）s238.86 mpa femin（ fe 1+ fe 2）238.86 mpa2)，计算142.19 mpal2 反装（背靠背）（三），校核在本设计中，轴i作为输入轴，转速较高，所以设计中只是校核轴i的轴承即可已知轴i及轴承参数fr3ft3ft2fr2fa1fr1ft1l1l2已知参数：轴承型号：圆锥滚子轴承30208， e0.37， c059.8kn 10/3ft1799.189n fr1272.64n fa1101.367n转速n=960r/min l144.85mm l2103.8mm1）求径向力fv3fr1l1l2117.806n fh3ft1l1l2345.314nfr3(fv32+ fv32)1/2=364.856nfv2fv3+ fr1=390.453n fh2fh3+ ft11144.494nfr2(fv22+ fv22)1/2=1209.738n2）求派生轴向力由派生轴向力fdefr以及表13-7可得fd2efr20.371209.738447.603nfd3efr30.37364.856112.798nfd3fd2fa1由于fa1fd3214.165n e=0.37由表13-7可得x21，y270 x30.4，y31.6fp1.21.8，取fp1.5则p2fp（x2fr2+ y2fa2）1814.607 np3fp（x3fr3+ y3fa3）553.984 n4）验算寿命根据公式得1.992106h415年3年结论：轴承符合要求四、轴的强度校核计算因为各轴的材料一样，而且直径相近，输出轴的转速低，扭矩大，所以轴的校核只需要对输出轴（轴iii）的校核即可。ft2ft1ft3fa1fr1ft1al2bcfr2（一）先校核轴承已知参数：轴承型号：圆锥滚子轴承30208， e0.4， c064.2kn 10/3 y1.5ft11925.75n fr1724.613n fa1504.978n转速n=89.05 r/min ab144.15mm bc49.15mm ac193.3mm1）求径向力fv2fr1bcac184.246nfh2ft1bcac489.657nfr2(fv22+ fh22)1/2=523.174nfv3fr1abac540.367nfh3ft1abac1436.094nfr3(fv32+ fh32)1/2=1534.393n2）求派生轴向力由派生轴向力fdefr以及表13-7可得fd2efr20.4523.17209.270nfd3efr30.41534.393613.757nfd3fd2fa1由于fa1fd31118.735n e=0.4 fa3fr30.4e=0.4由表13-7可得x21，y20 x30.4，y31.5fp1.21.8，取fp1.5则 p2fp（x2fr2+ y2fa2）784.761 np3fp（x3fr3+ y3fa3）2301.589 n4）验算寿命根据公式得（用较大的p计算）1.239107h2569年3年轴承符合要求（二）校核轴条件：已知支点、距距，m可求 时步骤： 1、作轴的空间受力简图（将分布看成集中力，）轴的支承看成简支梁，支点作用于轴承中点将力分解为水平分力和垂直分力tdft3ft1cbfx22ft1fa1fr1acfy2fa2fa3-已知： 轴向 水平方向 垂直方向fa1504.978n ft11925.75n fr1724.613n fa21118.735n fx2489.657n fy2184.264nfa3613.757n fx31436.094n fy3540.367nt=290.23nm ab=145.15mm bc=99.15mm cd=148.6mm本轴采用45号钢材料，-160mpa2、作水平内弯矩图、垂直平面内的弯矩图、合成弯矩图、作扭矩图其中合成弯矩为将扭矩折算为等效弯矩的折算系数弯矩引起的弯曲应力为对称循环的变应力，而扭矩所产生的扭转剪应力往往为非对称循环变应力与扭矩变化情况有关，本设计为扭矩脉动循环变化，取0.6水平内弯矩极点在b点 mhfx2ab67.557nmm水平内弯矩极点在b点 mv1fy2ab26.56nmm mv2fybc+fa1d2-49.535nmm（d为斜大齿轮分度圆直径） mvmaxmv2-49.535 nmm合成弯矩83.664nmm 3，校核 校核公式mpa -1 (15-5)w抗弯截面模量 mm3，见表15-4不同截面的w。因为本轴有一个键槽（b12，t5）而且轴径d40，故w=5364.435mm3所以36.014mpa8箱盖壁厚110（0.80.85）8凸缘厚度箱座b151.5箱盖b1121.51底座b2252.5箱座肋厚m100.85箱盖肋厚m1100.851凸台高度h结构而定凸台半径r14= c2轴承盖的外径d2d+(55.5)d3 (d为轴承外径)地脚螺钉直径df16双级减速器，r+a325数目n4通孔直径df、20沉头座直径d045底座凸缘c125c220联接螺钉轴承旁联接螺栓直径d1100.75 df箱座、箱盖联接螺栓直径d210联接螺栓直径d10通孔直径d、11沉头座直径d22凸缘尺寸c118凸缘尺寸c214定位销直径d8(0.70.8)d2轴承盖螺钉直径d310(0.40.5)df视孔盖螺钉直径d46(0.30.4)df箱体外壁至轴承盖座端面的距离l140c1+ c2+(58)大齿轮顶圆与箱体内壁的距离1121.2齿轮端面与箱体内壁的距离210(1015)注释：a：中心距之和，a188 ：与减速器有关，两级减速器，3五，附件设计为了保证减速器的正常工作，除了对齿轮、轴、轴承组合和箱体的结构设计给予足够的重视外，还应考虑到为减速器润滑油池注油、排油、检查油面高度、加工及拆装检修时箱盖与箱座的精确定位、吊装等辅助零件和部件的合理选择和设计。 名称规格或参数作用窥视孔视孔盖140120为检查传动零件的啮合情况，并向箱内注入润滑油，应在箱体的适当位置设置检查孔。图中检查孔设在上箱盖顶部能直接观察到齿轮啮合部位处。平时，检查孔的盖板用螺钉固定在箱盖上。通气器通气罩m181.5减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大，为使箱内热胀空气能自由排出，以保持箱内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件等其他缝隙渗漏，通常在箱体顶部装设通气器。轴承盖凸缘式轴承盖六角螺栓固定（m6）固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷，轴承座孔两端用轴承盖封闭。轴承盖有凸缘式和嵌入式两种。图中采用的是凸缘式轴承盖，利用六角螺栓固定在箱体上，外伸轴处的轴承盖是通孔，其中装有密封装置。凸缘式轴承盖的优点是拆装、调整轴承方便，但和嵌入式轴承盖相比，零件数目较多，尺寸较大，外观不平整。定位销m830为保证每次拆装箱盖时，仍保持轴承座孔制造加工时的精度，应在精加工轴承孔前，在箱盖与箱座的联接凸缘上配装定位销。中采用的两个定位圆锥销，安置在箱体纵向两侧联接凸缘上，对称箱体应呈对称布置，以免错装。油面指示器油标尺m16检查减速器内油池油面的高度，经常保持油池内有适量的油，一般在箱体便于观察、油面较稳定的部位，装设油面指示器， 放油螺塞m121.5换油时，排放污油和清洗剂，应在箱座底部，油池的最低位置处开设放油孔，平时用螺塞将放油孔堵住，放油螺塞和箱体接合面间应加防漏用的垫圈。启盖螺钉m1030为加强密封效果，通常在装配时于箱体剖分面上涂以水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖。为此常在箱盖联接凸缘的适当位置，加工出12个螺孔，旋入启箱用的圆柱端或平端的启箱螺钉。旋动启箱螺钉便可将上箱盖顶起。小型减速器也可不设启箱螺钉，启盖时用起子撬开箱盖，启箱螺钉的大小可同于凸缘联接螺栓。起吊装置吊耳+吊钩当减速器重量超过25kg时，为了便于搬运，在箱体设置起吊装置，如在箱体上铸出吊耳或吊钩等。六、设计明细表序号名称数目材料型号和规格1轴i14535mm2键145键1070gb1096-793轴承盖1ht200d40mm4轴承盖联接螺栓6q235a螺栓gb578286m8355套杯1ht150d40mm6套杯联接螺栓6q235a螺栓gb578286m10357套杯联接螺栓弹簧垫圈665mn垫圈gb93-87-108油杯1a10 gb1154-899箱盖联接螺栓4q235a螺栓gb578286m104010箱盖联接螺母4q235a螺母gb617086m1011箱盖弹簧垫圈465mn垫圈gb93-87-1012起盖螺钉1q235a螺母gb617086m103013凸缘联接螺栓6q235a螺栓gb578286m1212014凸缘联接螺母6q235a螺母gb617086m1215凸缘弹簧垫圈665mn垫圈gb93-87-1016轴ii轴承盖1ht15040mm17轴ii轴承盖联接螺栓6q235a螺栓gb578286m104018视孔盖联接螺栓12q235a螺栓gb578286m62019通气罩120视孔盖1q235a14012021轴iii轴承盖1ht15072mm22轴iii轴承盖联接螺栓162q235a螺栓gb578286m103523油尺1q235am1624螺塞1q235am2025封油垫1石棉橡胶纸26轴承2滚动轴承30209gb/t297.9427u形油封1工业用革u形油封406512.5gb13871928键145键1045gb1096-7929轴iii145钢40mm30调整垫片208f31轴iii轴承盖1ht15072mm32轴iii轴承盖联接螺栓162q235a螺栓gb578286m103533密封垫片208f34密封垫片208f35轴承2