机械设计课程设计-二级展开式圆柱齿轮减速器F=2KN,V=2.4ms,D=360mm【3张图】.doc

机械课程设计计算说明书设计题目：二级展开式圆柱齿轮减速器F=2KN,V=2.4m/s,D=360mm 全套图纸加153893706 目 录一、设计任务书-2二、传动系统的方案设计-3三、电动机的选择-3 四、总传动比的确定和各级传动比的分配-5五、运动和动力参数的计算-5六、减速器传动零件的设计计算-7 七、轴的结构设计和强度校核计算-19八、滚动轴承的寿命计算-30九、键的校核计算-31十、箱体结构尺寸计算表及附件的选择-31 十一、润滑和密封的说明-33十二、设计小结-34十三、参考资料-34计算与说明计算结果1、 设计任务书 1.设计题目（3-10）：设计一用于带式运输机上的二级圆柱齿轮减速器。工作条件为:连续单向运转，工作时有轻微振动，空载起动，使用期限8年，小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为5% 。 2.原始数据：数据编号运输带工作拉力F/(N)运输带工作速度v/(m/s)卷筒直径D/(mm)102000 2.4360 F=2KN,V=2.4m/s,D=360mm 3.简图： 计算与说明计算结果2、 传动系统的方案设计 （1） 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 （2）特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。 （3） 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，其传动方案如下： 传动装置总体设计如上图所示，该传动装置的效率： 滚子轴承效率，齿轮传动效率（7级精度），联轴器传动效率，卷筒效率3、 电动机的选择 （1）选择电动机的类型及结构形式 减速器在常温下连续单向运转，工作时有轻微振动，空载起动，使用期限8年，小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为5% 。故选用Y型全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机，电源电压为380V。 （2）确定电动机的功率 工作机所需功率：计算与说明计算结果 电动机的工作功率：由电动机到运输带的传动总效率为输出功率额定功率 由表2-1Y系列电动机技术数据表中取电动机 （3）确定电动机的转速滚筒轴的转速为按表2-4推荐的各种传动机构传动比范围，二级圆柱齿轮减速器传动比，则总传动比范围为电动机可选择的转速范围为=（840）127.3=1018.45092 r/min电动机同步转速符合这一范围的有1500r/min、3000r/min，现以同步转速1500、3000r/min两种方案进行比较。由相关资料查得的电动机数据列于下表：方案电动机型号额定功率/kw同步转速/(r/min)满载转速（r/min）1Y132M-47.5150014402Y132S2-27.530002920计算与说明计算结果 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和减速器的传动比，可见方案一比较适合。因此选定电动机型号为Y132M-4，其主要参数如下：电动机型号额定功率/kw同步转速/（）满载转速堵转转矩最大转矩Y132M-47.5150014402.22.2Y132M-4主要外形和安装尺寸：中心高H外形尺寸L(AC/2+AD)HD安装尺寸AB轴伸尺寸DE平键尺寸FG132515345315216178388010334、 总传动比的确定和各级传动比的分配 （1）传动装置的总传动比： （2）分配各级传动比：i=11.3 无V带传动 （3）分配减速器的各级传动比，按浸油润滑条件考虑，取高速级传动比 五、计算传动装置的运动参数和动力参数 （1）各轴的转速轴 轴 轴 轴 计算与说明计算结果(2) 各轴的功率 电动机轴轴 轴 轴 轴 （3）各轴的扭矩电动机轴轴 轴 轴 轴 将机械传动系统运动参数和动力参数计算值列于下表：轴号功率 P(kw)扭矩T（Nmm）转速n（r/min）传动比效率输入输出输入输出3.832.950.970.960.960.97电动机轴5.75381301440轴5.585.4737010362701440轴5.365.25136140133420376轴5.155.05385900378180127.45轴5.004.90374660367170127.45计算与说明计算结果6、 减速器传动零件的设计计算齿轮传动设计a. 高速级齿轮传动（直齿轮）1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （1）根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为20。 （2）带式输送机为一般工作机器，参考表10-6，选用7级精度。 （3）材料选择。由表10-1，选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS 。 （4）选小齿轮齿数，大齿轮齿数 取2.按齿面接触疲劳强度设计 （1）由式（10-11）试算小齿轮分度圆直径，即 1）确定公式中的各参数值试选计算小齿轮传递的转矩 由表10-7选取齿宽系数由图10-20查得区域系数由表10-5查得材料的弹性影响系数由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数 选用7级精度小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS 计算与说明计算结果 计算接触疲劳许用应力由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为 由式（10-15）计算应力循环次数： 由图10-23查取接触疲劳寿命系数 取失效概率为1%、安全系数S=1，由式（10-14）得 取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即=2）试算小齿轮分度圆直径 计算与说明计算结果（2）调整小齿轮分度圆直径 1）计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度v 齿宽b 2）计算实际载荷系数 由表10-2查得使用系数 根据v=3.2m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数 齿轮的周向力 查表10-3得齿间载荷分配系数由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数。由此，得到实际载荷系数3) 由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 及相应的齿轮模数 3.按齿根弯曲疲劳强度设计 （1）由式（10-7）试算模数，即计算与说明计算结果 1） 确定公式中各参数值试选由式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数 计算由图10-17查得齿形系数、由图10-18查得应力修正系数、由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为 由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数 ， 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-14）得 因为大齿轮的大于小齿轮，所以取 计算与说明计算结果2） 试算模数 （2）调整齿轮模数 1）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度v 齿宽b 宽高比b/h 2）计算实际载荷系数根据v=2.23m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数由，查表10-3得齿间载荷分配系数由表10-4用插值法查得，结合，查图10-13，得，则载荷系数为 计算与说明计算结果3） 由式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数1.383mm，并圆整为标准值，按接触疲劳强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数。取，则大齿轮齿数，取，与互为质数。4. 几何尺寸的计算 （1）计算分度圆直径 （2）计算中心距 （3） 计算齿轮宽度 考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加宽（510）mm，即 取，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即 5.主要设计结论 齿数、，模数，压力角，中心距计算与说明计算结果齿宽、。小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。 b.低速级齿轮传动 1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （1）根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为20。 （2）带式输送机为一般工作机器，参考表10-6，选用7级精度。 （3）材料选择。由表10-1，选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS 。 （4）选小齿轮齿数，大齿轮齿数 取2.按齿面接触疲劳强度设计 （1）由式（10-11）试算小齿轮分度圆直径，即 1）确定公式中的各参数值试选计算小齿轮传递的转矩 由表10-7选取齿宽系数由图10-20查得区域系数由表10-5查得材料的弹性影响系数由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数 选用7级精度小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS 计算与说明计算结果 计算接触疲劳许用应力由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为 由式（10-15）计算应力循环次数： 由图10-23查取接触疲劳寿命系数 取失效概率为1%、安全系数S=1，由式（10-14）得 取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即=523MPa2）试算小齿轮分度圆直径 计算与说明计算结果（2）调整小齿轮分度圆直径 1）计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度v 齿宽b 2）计算实际载荷系数 由表10-2查得使用系数 根据v=1.32m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数 齿轮的周向力 查表10-3得齿间载荷分配系数由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数。由此，得到实际载荷系数4) 由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 及相应的齿轮模数 3.按齿根弯曲疲劳强度设计 （1）由式（10-7）试算模数，即计算与说明计算结果 4） 确定公式中各参数值试选由式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数 计算由图10-17查得齿形系数、由图10-18查得应力修正系数、由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为 由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数 ， 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-14）得 因为大齿轮的大于小齿轮，所以取 计算与说明计算结果5） 试算模数 （2）调整齿轮模数 1）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度v 齿宽b 宽高比b/h 2）计算实际载荷系数根据v=0.88m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数由，查表10-3得齿间载荷分配系数由表10-4用插值法查得，结合查图10-13，得，则载荷系数为 计算与说明计算结果6） 由式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数2.052mm，并圆整为标准值，按接触疲劳强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数。取，则大齿轮齿数，取，与互为质数。5. 几何尺寸的计算 （1）计算分度圆直径 （2）计算中心距 圆整为（4） 计算齿轮宽度 考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加宽（510）mm，即 取，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即 5.主要设计结论 齿数、，模数，压力角，中心距，齿宽、。小齿轮选用40Cr（调质），大计算与说明计算结果齿轮选用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。7、 轴的结构设计和强度校核计算 a.高速轴 1.轴上功率，转速,转矩 2.求作用在齿轮上的力 因已知高速级小齿轮的分度圆直径为 而 3.初步确定轴的最小直径 先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取 ，于是得 因轴上有一个键槽，故轴径增大5%，故轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径（图1），为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩 ,查表14-1 ，考虑转矩变化很小，故取 ，则按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用LT4型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为 。 半联轴器的孔径 ，故取 ， 半联轴器长度 ，半联轴器与轴配合的毂孔长度。 45钢计算与说明计算结果4.轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案 （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径。半联轴器与轴配合的毂孔长度为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的断面上，故1-2段的长度应比L1略短一些，现取。 2）初步选择滚动轴承。 参照工作要求，并根据，由轴承产品目录中初步选取深沟球轴承0尺寸系列6007，其尺寸为，故 ，故采用脂润滑。选用封油环， 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得6007型轴承的的最小值为41mm,故 3)小齿轮齿根圆，宽度，因小齿轮的齿根圆与该处轴直径差值过小，故做成齿轮轴，取 4)轴承端盖的总宽度为38 mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离，故深沟球轴承0尺寸系列6007计算与说明计算结果 5）取齿轮距箱体内壁之距离，故，旋转零件间的轴向距离 低速级小齿轮齿宽，故 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 （3）轴上零件的周向定位 半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。按d1-2由表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为28 mm，同时为了保证半联轴器与轴的配合为，键定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6 （4）确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表15-2 ，取轴端倒角为C1，各轴肩处的圆角半径如图1所示。 b.中间轴 1.轴上功率，转速,转矩 2.求作用在齿轮上的力 因已知高速级大齿轮的分度圆直径，低速级小齿轮分度圆直径 而 3.初步确定轴的最小直径 先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。 45钢计算与说明计算结果根据表15-3，取 ，于是得 因轴上有两个键槽，故轴径增大10%，故 轴的最小直径显然是安装轴承处轴的直径（图2），为了使所选的轴直径与轴承相适应，故应按轴承取标准直径。选择0系列深沟球轴承6006，其尺寸为，故4.轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案 （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） ，故采用脂润滑，需加封油环。 2）两端滚动轴承均采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得6006型轴承的的最小值为36mm，故 3）大齿轮齿根圆，小齿轮齿根圆，两齿轮的齿根圆与该处轴直径差值较大，故不能做成齿轮轴，取大齿轮齿宽，小齿轮齿宽，与齿轮配合的轴段长度要小于轮毂长度，所以取，计算与说明计算结果4） 旋转零件间的轴向距离，故5） 小齿轮距箱体内壁之距离，故 （3）轴上零件的周向定位 两齿轮与轴的周向定位采用平键连接。按和由表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，安装大齿轮轴段处键槽长为40mm，安装小齿轮轴段处键槽长为80mm。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 （4）确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表15-2 ，取轴端倒角为C1，各轴肩处的圆角半径如图2所示。 5.求轴上的载荷 根据轴的结构图（图2）做出轴的计算简图，并做出轴的弯矩图和扭矩图（图3）从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的各值列于下表(弯矩均为负值)载荷水平面H垂直面V支反力F（N） 弯矩M（Nmm）总弯矩(Nmm) 扭矩T(Nmm)计算与说明计算结果 图3计算与说明计算结果 6.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度，根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得 ，因此，故安全。 7.精确校核轴的疲劳强度 （1）判断危险截面从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面2、3、4、5处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面2的应力集中的影响和截面3的相近，截面5的应力集中的影响和截面4的相近，但截面2、5不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大，而且这里轴的直径较为大，故截面C也不必校核。截面B也不用校核，截面1和6显然更不必校核。由第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面4左右两侧即可。（2）截面4左侧 抗弯截面系数 抗扭截面系数 弯矩M及弯曲应力为： 扭矩及扭转切应力为： 计算与说明计算结果轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查表得 ， 过盈配合处的 ，由附表3-8用插值法求出，并取 ，于是得 ，轴按磨削加工，由附图3-4的表面质量系数为故得综合系数为： 由3-1及3-2得碳钢的特性指数为： ，取 ，取 所以轴在截面4左侧的安全系数为： 故可知其安全。 （3）截面4右侧 抗弯截面系数 截面4左侧安全计算与说明计算结果抗扭截面系数 弯矩M及弯曲应力为： 扭矩及扭转切应力为： 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2查取。因，经插值后可查得，又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为 故有效应力集中系数按式（附3-4）为 所以轴在截面4右侧的安全系数为： 故该轴在截面4右侧的强度也是足够的截面4右侧安全计算与说明计算结果c.低速轴 1.轴上功率，转速,转矩 2.求作用在齿轮上的力 因已知低速级大齿轮的分度圆直径为 而 3.初步确定轴的最小直径 先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取 ，于是得 因轴上有两个键槽，故轴径增大10%，故轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径（图1），为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩 ,查表14-1 ，考虑转矩变化很小，故取 ，则按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用LT8型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为 。 半联轴器的孔径 ，故取 ， 半联轴器长度 ，半联轴器与轴配合的毂孔长度。4.轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案 45钢计算与说明计算结果 （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径。半联轴器与轴配合的毂孔长度为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的断面上，故1-2段的长度应比L1略短一些，现取。 2）初步选择滚动轴承。 参照工作要求，并根据，由轴承产品目录中初步选取深沟球轴承0尺寸系列6012，其尺寸为，故 ，故采用脂润滑。选用封油环， 两端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得6012型轴承的的最小值为67mm,故 3)大齿轮的齿根圆与该处轴直径差值较大，故不能做成齿轮轴，取，大齿轮齿宽，与齿轮配合的轴段长度要小于轮毂长度，所以取计算与说明计算结果 4)轴承端盖的总宽度为38 mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离，故 5）旋转零件间的轴向距离，故 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 （3）轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按由表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为70 mm，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同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为，半联轴器与轴的配合为，键定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6（4）确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表15-2 ，取轴端倒角为C1，各轴肩处的圆角半径如图4所示。8、 滚动轴承的寿命计算 （1）轴承应有的使用寿命为 查手册得6007的轴承，相对轴向载荷为0，故 （2）求当量动载荷 按照表13-6，取，则 （3）验算6007轴承的寿命，根据式（13-5） 轴承符合要求计算与说明计算结果9、 键的校核计算 （1）键的尺寸 从表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度，高度，由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长 （2）校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力，取其平均值，。键的工作长度。由式（6-1）可得 故键合适10、 箱体的结构尺寸计算表及附件选择 减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合. 1. 机体有足够的刚度 在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 2.机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为8，机体外型简单，拔模方便3. 对附件的设计 (1)窥视孔盖与窥视孔： 在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔, 大小只要够手伸进操作可。以便检查齿面接触斑点和齿侧间隙，了解啮合情况.润滑油也由此注入机体内。 (2)放油螺塞 放油孔的位置设在油池最低处，并安排在不与其它部件靠近的一侧，以便于放油，放油孔用螺塞堵住并加封油圈以加强密封。 (3)油标 油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。因此要安装于便于观察油面及油面稳定之处即低速级传动件附近；用带有螺纹部分的油尺，油尺上的油面刻度线应按传动件浸入深度确定。 (4)通气器 减速器运转时，由于摩擦发热，机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏，所以在机盖顶部或窥视孔上装通气器，使机体内热空气自由逸处，保证机体内外压力均衡，提高机体有缝隙处的密封性，通 键合适计算与说明计算结果气器用带空螺钉制成。(5)启盖螺钉 为了便于启盖，在机盖侧边的边缘上装一至二个启盖螺钉。在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖；螺钉上的长度要大于凸缘厚度，钉杆端部要做成圆柱形或半圆形，以免顶坏螺纹；螺钉直径与凸缘连接螺栓相同。 在轴承端盖上也可以安装取盖螺钉,便于拆卸端盖，对于需作轴向调整的套环,装上二个螺钉,便于调整。 （6）定位销 为了保证部分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联接凸缘的长度方向两端各安置一个定位销。两销相距尽量远些，以提高定位精度。 (7)环首螺钉、吊环和吊钩 为了拆卸及搬运，应在机盖上装有环首螺钉或铸出吊钩、吊环，并在机座上铸出吊钩。 (8)密封装置 在伸出轴与端盖之间有间隙,必须安装密封件,以防止漏油和污物进入机体内。 减速器结构尺寸如下：名称计算公式结果箱座壁厚8箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径M20地脚螺钉数目查手册4轴承旁联接螺栓直径M14机盖与机座联接螺栓直径M10轴承端盖螺钉直径M8