1、啊機械設計課程設計任務書目   錄一、設計任務書3二、傳動方案的擬定4三、電動機的選擇 4四、計算總傳動比及配合的傳動比 5五、傳動裝置的運動和動力參數計算6六、傳動零件的設計計算 71、高速級齒輪傳動的設計計算72、低速級齒輪傳動的設計計算9七、軸的設計計算 131、軸的材料選擇和最小直徑估算132、軸的結構設計143、軸的校核17八、滾動軸承的選擇及校核231、中間軸的滾動軸承232、高速軸的滾動軸承 243、低速軸的滾動軸承25九、鍵連接的選擇及核計算26十、減速器機體結構尺寸27十一、聯軸器的選擇29十二、潤滑方式確實定29十三、其它有關數據30十四、參考資料目錄3

2、0十五、課程設計總結30一、機械設計課程設計任務書題目：帶式輸送機傳動裝置中的二級圓柱齒輪減速器1、總體布置簡圖1電動機；2聯軸器；3齒輪減速器；4帶式運輸機；5鼓輪；6聯軸器2、工作情況：載荷平穩、單向旋轉，有輕微振動，經常滿載，空載起動。3、原始數據輸送帶拉力FN：1800； 滾筒直徑Dmm：340； 運輸帶速度Vm/s：2.35；帶速允許偏差：5； 使用年限年：8； 工作制度班/日：單班制。4、 設計內容1. 電動機的選擇與運動參數計算；2. 斜齒輪傳動設計計算3. 軸的設計4. 滾動軸承的選擇5. 鍵和連軸器的選擇與校核；6. 裝配圖、

3、零件圖的繪制；7. 設計計算說明書的編寫 。5 設計任務1  減速器總裝配圖一張；2  齒輪、軸零件圖各一張；3  設計說明書一份6 設計進度第一階段：總體計算和傳動件參數計算； 第二階段：軸與軸系零件的設計；第三階段：軸、軸承、聯軸器、鍵的校核及草圖繪制； 第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫。三)電動機選擇1電動機類型和結構的選擇因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩、單向旋轉。所以選用常用的封閉式YIP44系列的電動機。2電動機容量的選擇1工作機所需功率Pw  PwFv/1000=1800×2

4、.35/(1000×0.96)=4.41 KW2  電動機的輸出功率PdPw/ kW其中：帶傳動效率：0.96每對滾子軸承的傳動效率：0.988級精度圓柱齒輪的傳動效率：0.97彈性聯軸器的傳動效率：0.99卷筒的傳動效率：0.96那么總的效率：=0.98PdPw/=4.41/0.80=5.5125kW從表22-1中可選出額定功率為5.5kw的電動機。3電動機轉速的選擇卷筒軸轉速為 n=60×1000v/(D)=60×1000×2.35/(3.14×340)=132.07r/min按表2-2推薦的傳動比合理范圍，二級圓柱齒輪減速器傳動

5、比i'=840,那么從電動機到卷筒子軸的總傳動比合理范圍為i'=840。故電動機轉速的可選范圍為：n= i'×n=(8-40) ×132.07=1056.565282.8 r/min可見，電動機同步轉速可選1500r/min和3000r/min三種。根據相同容量的三種轉速，從表19-1中查出三個電動機型號，再將總傳動比合理分配給V帶傳動和減速器，就得到三種傳動比方案，如下表：其中總傳動比為：。式中-電動機滿載轉速,r/min；-工作機轉速，r/min.一般推薦展開式二級圓柱齒輪減速器高速傳動比i1與低速級傳動比i2之間滿足i1=(1.31.5)i2.

6、表中取i1=1.4×i2;i=i2×i2×1.4.兩種不同的傳動比方案：方案電動機型號額定功率Pkw電動機轉速r/min傳動裝置的傳動比同步轉速滿載轉速總傳動比高速i低速i1Y 132S-45.51500144010.903.912.792Y 132S1-25.53000292022.113.975.564電動機型號確實定由表221查出電動機型號為Y 132S-4,其額定功率為5.5kW，滿載轉速1440r/min。根本符合題目所需的要求。(四)計算總傳動比及配各級的傳動比1 計算總傳動比由電動機的滿載轉速nm和工作機主動軸轉速nw可確定傳動裝置應有的總傳動比為：

7、i總nm/nw=1440/132.07=10.902 傳動比分配分配原那么：各級傳動尺寸協調,承載能力接近,兩個大齒輪直徑接近以便潤滑.(浸油深度)i總=i減=i高*i低=nm/nw i減減速器傳動比i高減速器內高速級傳動比 i低減速器內低速級傳動比nm電動機滿載轉速 nw工作機轉速i高=1.4* i低， i低×i高= i總 由上表可得： i高=i1=3.91 ； i低=i2=2.79 。速度偏差為0.2%<5%, ，所以可行。(五)運動參數及動力參數的計算1、計算各軸轉速:I軸 n1= nm/1=1440 r/minII軸 n2= n1/ i高=1440/3.91=368.2

8、9/minIII軸 n3=n2/ i低=368.29/2.97=132.00 r/min滾筒 n4=n3=132.00 r/min2)各軸輸入功率:電動機軸：Pd=5.5kw I軸: P I = Pd ×4 =5.5×0.99=5.445kw II軸: P I I= P I ×2×3=5.445×0.98×0.97=5.176kwIII軸:pIII= P I I×2×3=5.176×0.98×0.97=4.92 kw滾筒:p= pIII×2×4=4.92×0.98&

9、#215;0.99=4.774 kw各軸的輸出功率為輸入功率乘軸承效率0.98，分別為：I軸 0.98=5.337KwII軸 kWIII軸 kw滾筒軸 kw3)各軸扭矩電動機軸：Td=9550×Pd/nm=9550×5.5/1440=36.48 (Nm)I軸： TI= 9550×PI/ n1=9550×5.445/1440=36.11 (Nm)II軸：TII= 9550×PII/n2=9550×5.176/368.29=134.22 (Nm)III軸：TIII=9550×pIII/n3=9550×4.92/132.

10、00=355.95 (Nm)滾筒：T滾=9550×p滾/ n4=9550×4.774/132.00= 345.39 (Nm)六傳動零件的設計計算一、高速級齒輪的設計計算設計參數： P1=5.337 Kw T1=36.11 Nm； N1=1440 r/minN2=368.29 r/min；i1=3.91； 1、選材：因要求結構緊湊，故采用硬齒面的組合。小齒輪用45號外表淬火鋼，,；大齒輪參數也一樣。書本表11-1根據書本表11-5得：取=1.25, =1.0;根據書本表11-4得:2、確定許用應力：；3小齒輪的工作轉矩：4根據接觸強度，求小齒輪分度圓直徑：設齒輪按8級精度制造

11、。取載荷系數K=1.3，齒寬系數選取，； 初選螺旋角： 15° 螺旋度系數：選小齒輪齒數 Z1=24，大齒輪齒數Z2=iZ1=3.91×19=93.84, 取Z2=94。 實際傳動比為 i=74/19=3.9167，所以，取齒數 ；Z2=94。 齒數系數 查書本圖11-8得： YFa12.68， YFa22.22，查書本圖11-9得： YSa11.60 ， YSa21.79.因, 故要對小齒輪進行彎曲強度計算。法向模數：取中心距 ： 取a=92mm.確定螺旋角: 齒輪分度圓直徑: 小齒輪齒頂圓: =37.42+2×1.5=40.42mm 大齒輪齒頂圓:=146.5

12、7+2×1.5=149.57mm小齒輪齒根圓:=37.42-3×1.25=34.92mm 大齒輪齒根圓: =146.57-3×1.25=114.17mm齒輪寬度: b 0.8×30.64=24mm, 取b130mm b2=25mm3、驗算齒面接觸強度將各參數代入下面得：齒面硬度 : =Z189.8*2.5*=68.163Mpa <1130Mpa 故平安。 4、齒輪的圓周速度對照書本表11-2，所以選8級制造精度合理的；結構設計：大齒輪采用腹板式，小齒輪制成實心式。二、低速級齒輪的設計計算1、選擇材料及許用應力因要求結構緊湊，故采用硬齒面的組合。小齒

13、輪用45號外表淬火鋼，齒面硬度為45，,；大齒輪選用參數一樣。根據書本表11-5得：取=1.25, =1.0;根據書本表11-4得:許用應力：2、按齒輪彎曲強度計算由上計算得：P=4.82kW, n=132.00r/min, i=2.79齒輪按八級精度制造。取載荷系數K=1.3書本表11-3, 齒寬系數書本表11-6小齒輪的轉距： 初選螺旋角： 15°選小齒輪齒數 Z1=24，大齒輪齒數Z2=iZ1=2.79×24=66.96, 取Z2=67。 實際傳動比為 i=67/24=2.79，齒數系數 查書本圖11-8得,齒形系數: YFa12.66， YFa22.26，查書本圖1

14、1-9得,齒形系數: YSa11.61 ， YSa21.75因因>故要對小齒輪進行彎曲強度計算。法向模數：m=2.42mm取m=2.5mm中心距：a=(Z+Z)m/2cos=(24+67)*25/2*cos15°= 117.763取a=120mm確定螺旋角: =arccos18.75°齒輪分度圓直徑: d= mz/cos=25*24/cos18.57°=63.30mm d= mz/cos=25*67/cos18.57°=176.6mm小齒輪齒頂圓: =63.30+2×2.5=68.30mm 大齒輪齒頂圓:=176.70+2×3=

15、181.70mm小齒輪齒根圓:=63.30-5×1.25=57.05mm 大齒輪齒根圓: =176.70-5×1.25=170.45mm齒輪寬度: b 0.8×63.3=50.64mm, 取b160mm b2=55mm3、驗算齒面接觸強度將各參數代入下面得：齒面硬度 : =Z189.8*2.5*=68.163Mpa <1130Mpa 故平安。4、齒輪的圓周速度V=0.44m/s對照書本表11-2，所以選8級制造精度合理的；結構設計：大齒輪采用腹板式，小齒輪制成實心式。三得出畫圖尺寸數據 表格：高速級齒輪傳動的尺寸 低速級齒輪傳動的尺寸名稱計算公式結果/mm名

16、稱計算公式結果/mm 模數1.5 模數2.5壓力角20°壓力角20°螺旋角15.85°螺旋角18.57°齒數2494齒數2467傳動比3.91傳動比2.79分度圓直徑37.42146.57分度圓直徑63.30176.60齒頂圓直徑40.42149.57齒頂圓直徑68.30181.70齒根圓直徑34.92147.07齒根圓直徑57.50170.45中心距92中心距120齒寬B=b+53025齒寬Bb+5 6055七軸的設計計算一軸的材料選擇和最小直徑估算根據工作條件，初選軸的材料為45鋼，調質處理。按扭轉強度法進行最小直徑估算，即：mm。初算軸徑時，假設最

17、小直徑周段開有鍵槽，還要考慮鍵槽對軸強度的影響。當該軸段截面上有一個鍵槽時，d增大5%至7%，兩個鍵槽時，d增大10%至15%。值由書本表14-2確定高速軸；中間軸；低速軸高速軸d=A=110*=17.2,因高速軸最小直徑處要安裝大帶輪，設有一個鍵槽，那么：d=d(1+7)=17.2*(1+0.07)=18.40mm, 取整數d=19mm中間軸：d=A=115*=27.72 因中間軸最小直徑處要安裝滾動軸承，那么取為標準值：。低速軸：d=A=110*=37.56mm 因高速軸最小直徑處要安裝連軸器，設有一個鍵槽，那么：d=d(1+7)=37.56*(1+0.07)=40.19mm 取為聯軸器d

18、=42mm二軸的結構設計1、中間軸結構設計中間軸軸系的結構如下列圖：圖2 中間軸1各軸段直徑確定：最小直徑，滾動軸承處軸段，。根據表17-6得：角接觸軸承選取7206AC,尺寸為d×D×B=30×62×16mm:高速級大齒輪軸段，=40mm：軸環，根據齒輪的軸向定位要求，=50mm：低速級小齒輪軸段=40mm：滾動軸承處軸段，=30mm。2各軸段長度確實定：由滾動軸承、擋油環及裝配關系等確定，=55mm。：由高速級大齒輪轂孔寬度B2=25mm確定，=23mm：軸環寬度，=10mm：由低速級小齒輪的轂孔寬度B1=60mm，=57mm。：由滾動軸承、擋油盤及

19、裝配關系等確定，=40mm3細部結構設計由課程設計表16-28可查的：高速大齒輪處取A鍵：b×H-L=12mm×8mm-20mm軸深t=5.0mm,轂深t1=3.3；半徑r=0.250.40mm；低速小齒輪處取A鍵：b×H-L=12mm×8mm-40mm軸深t=5.0mm,轂深t1=3.3；半徑r=0.250.40mm；齒輪輪轂與軸的配合選為40Js9/N9;滾動軸承與軸的配合采用過渡配合，此軸段的直徑公差選為30m6參考課程設計表14-27、14-29得：各軸肩處的過渡圓角半徑 假設a=(0.071)d，a>R取R2，倒角為C2。2、高速軸的結構

20、設計高速軸軸系的結構如下列圖：圖3 高速軸1各軸段的直徑確實定：最小直徑，安裝聯軸器的外伸軸段，20mm ：密封處軸段，根據聯軸器的軸向定位要求，定位高度，以及密封圈的標準擬采用氈圈密封，=22mm：角接觸軸承處軸段，=25mm，角接觸軸承選取7205AC，其尺寸為d×D×B=25mm×52mm××16mm：過渡軸段，由于高速齒輪傳動的線速度大于2m/s，角接觸軸承可采用飛濺式潤滑。考慮到用軸肩定位軸承，所以=33mm齒輪處軸段：由于小齒輪的直徑較小，采用齒輪軸結構。所以軸和齒輪的材料和熱處理方式需一樣，均為45鋼，調質處理;：滾動軸承處軸段，

21、25mm 2各軸段長度確實定：由連軸器的軸孔寬度L1=30根據表19-5,確定：由箱體結構、軸承擋圈、裝配關系等確定，=55mm：由滾動軸承、擋油盤及裝配關系決定，=46mm：由裝配關系、箱體結構等確定，=58mm：由高速級小齒輪寬度=30mm確定，=30mm：由角接觸軸承、擋油盤及裝配關系等確定50mm3細部結構聯軸器處鍵取C型：b×h-L=6mm×6mm-30mm (t=3.5，r=0.160.25)在 處采用過盈配合，起到密封作用：角接觸軸承與軸的配合采用過渡配合，此軸段的直徑公差選為參考課程設計查表14-27、14-29得：各軸肩處的過渡圓角半徑，假設a=(0.07

22、1)d，a>c，取R2，倒角為C2。3、低速軸的結構設計低速軸軸系的結構如下列圖：圖4 低速軸1各軸段直徑確實定：動軸承處軸段，=55mm。角接觸軸承選取7211AC，其尺寸為d×D×T×B=55mm×100mm×22.75mm×21mm：低速級大齒輪軸段，=60mm：軸環，根據齒輪的軸向地位要求，=70mm：過渡軸段，考慮擋油盤的軸向定位，=63mm：角接觸軸承處軸段，=55mm：密封處軸段，根據聯軸器的軸向定位要求，以及密封圈的標準擬采用氈圈密封，=50mm：最小直徑，安裝聯軸器的外伸軸段，d37= 40mm 2各軸段長度確

23、實定：由滾動軸承、擋油環以及外伸軸段等確定，=42mm：由低速大齒輪的轂孔寬度55，確定=53mm：軸環寬度，=10mm：由裝配關系、箱體結構等確定，=40mm：由滾動軸承、擋油盤及裝配關系等確定，=40mm：由箱體結構、軸承端蓋、裝配關系等確定，=55mm：由連軸器的軸孔寬度,確定3細部結構設計低速大齒輪處取A鍵：b×h-L=18mm×11mm-45mmt=7.0mm,r=0.250.40mm；聯軸器處鍵取C型：b×h-L=12mm×8mm-70mm (t=5.0，r=0.2560.40)齒輪輪轂與軸的配合選為；滾動軸承與軸的配合采用過渡配合. 參考教

24、材查表8-2得：各軸肩處的過渡圓角半徑，假設70>d>50 取C2。三軸的校核1高速軸的校核L1=40mm，=55mm，=46mm，=58mm，=30mm，=50mmL1=57mm L2=111mm L3=78mm作用在齒輪上的圓周力為：=2×36.11×1000/37.42=1930N徑向力為=1930×0.364=702.46N作用在軸1帶輪上的外力：F=1800N 求垂直面的支反力：=(111×702.46)/(57+111)=464.13 N=702.46-464.13=238.3N求垂直彎矩，并繪制垂直彎矩圖：=238.3×

25、;=464.13×57/1000=26.45 N.m求水平面的支承力：由得=111×1930/(57+111)=1275.2N=1930-1275.2=654.82N求并繪制水平面彎矩圖：=1275.2×=654.82×求F在支點產生的反力：=78×1800/(111+57)=853.7N=853.7+1800=2635.7N求并繪制F力產生的彎矩圖：=1800×=853.7×F在a處產生的彎矩：=853.7×求合成彎矩圖：考慮最不利的情況，把與直接相加。=48.6+ =48.6+=126 N.m求危險截面當量彎矩

26、：最危險截面其當量彎矩為：取折合系數=計算危險截面處軸的直徑：因為材料選擇調質，查課本第166頁表11-1得，許用彎曲應力，那么：mm因為>=55mm>d，所以該軸是平安的。軸承壽命校核：軸承壽命可由式進行校承受徑向載荷核，由于軸承主要的作用，所以，查課本279頁表16-8,9，10取取按最不利考慮，那么有：=+853.7=2210.4N=+2635.7=3291N那么=5.5年>5年因此所該軸承符合要求。4、彎矩及軸的受力分析圖如下：2中間軸的校核：L1=52.5mm L2=50mm L3=50.5mm作用在2、3齒輪上的圓周力：=2×134.22×10

27、00/146.57=1831.48N =2×355.95×1000/63.3=1246.45N徑向力：=1831.48×0.364=666.66N=1246.45×0.364=453.71N求垂直面的支反力:=-453.71×50.5+666.66×(50+50.5)/(185)=285.3N=453.71+285.3-666.66=72.34N計算垂直彎矩：=285.3×=285.3×(52.5+50)/1000-666.66×求水平面的支承力： =1619 N=1831.48+1246.45-1619

28、=1458.9N2)、計算、繪制水平面彎矩圖：=1619×52.5/1000=85N.m=-1458.9×(52.5+50)/1000-1246.45×求合成彎矩圖，按最不利情況考慮： =求危險截面當量彎矩： 最危險截面當量彎矩為：取折合系數=3976N.m計算危險截面處軸的直徑：因為材料選擇調質，查課本第166頁表11-1得，許用彎曲應力，那么：mm因為=30mm>d，所以該軸是平安的。3、彎矩及軸的受力分析圖如下：3低速軸的校核：L1=58mm L2=106mm L3=147.5mm求作用力、力矩和和力矩、危險截面的當量彎矩。作用在齒輪上的圓周力： 2&

29、#215;355.95×1000/63.3=11246.4N徑向力：=11246.4×0.36=4093.4N求垂直面的支反力：106×418.75/(58+106)= 272.3mm=4093.4-272.3=3821.1mm計算垂直彎矩：= =3821.1×106/1000=405.3 N.m=15.80N.m求水平面的支承力。=106×11246.4/(58+106)= 7269N=11246.4-7269. =3977.4N計算、繪制水平面彎矩圖。= 7269×N.m求F在支點產生的反力N=+1800=3419.9N求并繪制F

30、力產生的彎矩圖：=1800×=1618.9×F在a處產生的彎矩：N.m求合成彎矩圖：=93.9+ 求危險截面當量彎矩：最危險截面其當量彎矩為：取折合系數= 1395.1 N.m計算危險截面處軸的直徑：因為材料選擇調質，查課本第166頁表11-1得，許用彎曲應力，那么：mm因為=42mm>d，所以該軸是平安的。3彎矩及軸的受力分析圖如下：八滾動軸承的選擇及校核計算一中間軸的滾動軸承1、角接觸球軸承的選擇根據載荷及速度情況，擬定選用角接觸球軸承。由中間軸的結構設計，根據=30mm，角接觸球軸承選取7206AC，根據表17-5得：尺寸為d×D×B=30&

31、#215;62×16mm。2、角接觸球軸承的校核軸承受力圖：暫略1、 先計算軸承1、2的軸向力齒輪2產生的軸向力齒輪2的產生軸向力外部軸向力(方向見圖示)(方向見圖示)因為所以軸承1為松端 =556N所以軸承2為壓緊端 =4972.3N2、 計算軸承1、2的當量載荷 查表得e=0.68查表得，故當量動載荷為：3、 驗算軸承壽命因，故只需驗算2軸承。軸承預期壽命與整機壽命相同，為8年×300天×8小時=19200h。19200h其中，溫度系數軸承工作溫度小于，輕微沖擊軸承具有足夠壽命。二高速軸的滾動軸承1、角接觸球軸承的選擇根據載荷及速度情況，擬定選用角接觸球軸承。

32、由高速軸的結構設計，角接觸球軸承選取7205AC，根據表17-5得：尺寸為d×D×B=25×52×16mm。2、角接觸球軸承的校核軸承受力圖：暫略4、 先計算軸承1、2的軸向力外部軸向力 (方向見圖示)(方向見圖示)因為所以軸承1為松端 =403.58N所以軸承2為壓緊端 =1624.08N5、 計算軸承1、2的當量載荷 查表得e=0.68查表得，故當量動載荷為：6、 驗算軸承壽命因，故只需驗算2軸承。軸承預期壽命與整機壽命相同，為8年×300天×8小時=19200h。19200h其中，溫度系數軸承工作溫度小于，輕微沖擊軸承具有足夠壽

33、命。三低速軸的滾動軸承1、角接觸球軸承的選擇根據載荷及速度情況，擬定選用角接觸球軸承。由高速軸的結構設計，角接觸球軸承選取7211AC，根據表17-5得：尺寸為d×D×B=55×100×21mm。2、角接觸球軸承的校核軸承受力圖：暫略先計算軸承1、2的軸向力外部軸向力(方向見圖示)(方向見圖示)因為所以軸承1為松端 所以軸承2為壓緊端 7、 計算軸承1、2的當量載荷 查表得e=0.68 ； 查表得，故當量動載荷為：8、 驗算軸承壽命因，故只需驗算1軸承。軸承預期壽命與整機壽命相同，為8年×300天×8小時=19200h。19200h其

34、中，溫度系數軸承工作溫度小于，輕微沖擊軸承具有足夠壽命。九鍵聯接的選擇及校核計算一中間軸上鍵的選擇與校核由中間軸的細部結構設計，選定：高速級大齒輪處的鍵為1鍵：b×H-L=12mm×8mm-20mm軸深t=5.0mm,轂深t1=3.3；半徑r=0.250.40mm；標記：鍵 12×36 GB/T1096-1979圓頭普通平鍵A型；低速級小齒輪處取2鍵：b×H-L=12mm×8mm-40mm軸深t=5.0mm,轂深t1=3.3；半徑r=0.250.40mm；標記：鍵12×40GB/T1096-1979圓頭普通平鍵A型；由于是同一軸的鍵，

35、傳遞的扭矩相同，所以只需要校核短的鍵即可。齒輪軸段d=40mm,鍵的工作長度為l=L-b=36-12=28mm鍵的接觸高度 k=0.5h=0.5×8=4.0mm;傳遞的轉矩為：T2=134.42N/m;由書本表10-10 查得鍵靜連接時的擠壓許用應力 45鋼調質，鍵聯接強度足夠。二 高速軸由于取了齒輪軸所以無需校核三低速軸上鍵的選擇與校核由低速軸的細部結構設計，選定：與聯軸器聯接處的鍵為5鍵：b×h-L=12mm×8mm-70mm (t=5.0，r=0.2560.40)標記：鍵 12×70 GB/T1096-1979圓頭普通平鍵C型；低速齒輪處的鍵為6鍵

36、：b×h-L=18mm×11mm-50mt=7.0mm,r=0.250.40mm；標記：鍵 18×63 GB/T1096-1979圓頭普通平鍵A型；傳遞的轉矩為：T3=355.95N.m; 由書本表10-10 查得鍵靜連接時的擠壓許用應力 45鋼調質由于是同一軸的鍵，傳遞的扭矩相同，所以只需要校核短的鍵即可。因為d=60mm l=L-b=63-18=45mm;鍵的接觸高度 k=0.5h=0.5×11=5.5mm;，鍵聯接強度足夠。(十),減速器機體結構尺寸1、減速器鑄造箱體的結構尺寸減速器鑄造箱體的結構尺寸名 稱符 號結構尺寸箱座體壁厚8箱蓋壁厚8箱座、箱蓋、箱底凸緣的厚度、1 2、1 2、2 0箱座、箱蓋上的肋厚 、7、7軸承旁凸臺的高度和