1、圆柱体相贯线焊接专机工作台设计计算说明书全套图纸，加 153893706一 圆柱齿轮设计1.1 电动机选择1、电动机类型的选择： Y 系列三相异步电动机，设定皮带拉力 F=1000N，速度 V=2.0m/s2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率： 总 = 涡轮 4 轴承 齿轮 联轴器 锥齿轮=0.960.9840.970.990.96=0.85(2)电机所需的工作功率：P 工作 =FV/1000 总=10002/10000.85=2.4KW1.2 确定电动机转速计算工作台工作转速：n 工作台 =1.5r/minF=1000NV=2.0m/sn 工作台 =1.5r/min 总 =0.85P
2、工作 =2.4KW按手册 P7 表 1 推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速传动比范围 Ia=36。考虑到电机转速太小，将会造成设计成本加高，因而添加 V 带传动，取 V 带传动比I1=24，则总传动比范围为 Ia=624。故电动机转速的可选范围为 nd=Ian 工作台 =（624）1.5=936r/min，加上 V 带减速，取减速比为 5，那么 nd=45180r/min符合这一范围的同步转速有 60、100 、和150r/min。由于工作台 n 工作台 =1.5r/min，圆锥齿轮传动比 1:1，蜗轮蜗杆传动比 10，齿轮传动比 2，V 带传动比 5，因而选择电机转速 150r/m
3、in。1.3 确定电动机型号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 Y132S-6。其主要性能：额定功率：3KW，额定转速150r/min，额定转矩 2.0。质量 10kg。1.4 计算总传动比及分配各级的伟动比1、总传动比：i 总 =n 电动 /n 工作台 =150/1.5=1002、分配各级传动比1）取齿轮 i 齿轮 =2（单级减速器 i=26 合理） ；2）圆锥齿轮传动比 1:1，3）蜗轮蜗杆传动比 10，4） V 带传动比 5，1.5 运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI=n 电机 /5=150/5=30r/minnII=nI/i 齿轮
4、 =30/2=15(r/min)nIII=nII/i 涡轮 =15/10=1.5(r/min)电机转速150r/min电动机型号Y132S-6n 工作 = nIII=1.5(r/min)2、 计算各轴的功率（KW）PI=P 工作 =2.4KWPII=PI 带 =2.40.96=2.304KWPIII=PII 轴承 齿轮 =2.3040.980.96=2.168KWPIV=PIII 轴承 涡轮 =2.1680.980.96=2.039 KW3、 计算各轴扭矩（Nmm）TI=9.55106PI/nI=9.551062.4/150=152800NmmTII=9.55106PII/nII=9.5510
5、62.304/30=733440NmmTIII=9.55106PIII/nIII=9.551062.168/15=138029NmmTIV=9.55106PIV/nIV=9.551062.039/1.5=12985799Nmm1.6 齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用 40Cr 调质，齿面硬度为 240260HBS。大齿轮选用 45 钢，调质，齿面硬度 220HBS；根据课本 P139 表6-12 选 7 级精度。齿面精糙度 Ra1.63.2m(2)按齿面接触疲劳强度设计由 d176.43(kT1(u+1)/duH2)1/3确定
6、有关参数如下：传动比 i 齿 =2取小齿轮齿数 Z1=10。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=210=20实际传动比 I0=20/2=10传动比误差：i-i 0/I=2-2/2=0%48720h预期寿命足够轴承预计寿命48720hFS1=FS2=315.1Nx1=1y1=0x2=1y2=0P1=750.3NP2=750.3N2.3 传动零件的设计计算2.3.1 蜗杆蜗轮设计计算1 选择蜗轮蜗杆的传动类型2 选择材料3 按齿面接触强度进行设计根据 GB/T10085-1988 的推荐，采用渐开线蜗杆 ZI。考虑到蜗杆的传动功率不大，速度只是中等，故选择 45 钢，蜗杆螺旋部分要求淬火，硬度为 4555
7、HRC，蜗轮用铸锡磷青钢 ZCuSn10P1，金属模铸造，为了节约贵重金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100 制造。传动中心矩计算公式如下： 322)(HZKTaE(1)确定作用在蜗轮上的转矩=892.9Nm2(2)确定载荷系数 K因工作载荷较稳定，故取载荷分布系数 ,KA=1.11,由于1转速不高，冲击不太大，可选取动荷系数 ,则05.VKK=KA =1.1111.05=1.17(3)确定弹性影响系数 EZ因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故 =160E21MP(4)确定接触系数 Z渐开线蜗杆 ZI45 钢ZCuSn10P1青铜HT100=892.9Nm2TK=1.174 按齿
8、面接触强度进行设计先假设蜗杆分度圆 d1和传动中心矩 a 的比值 ，从图 11-183.01可查得 =3.1Z(5)确定许用接触应力 H根据蜗轮材料为 ZCuSn10P1，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC，可从表11-7 中查得无蜗轮的基本许用应力 MPaH268应力循环次数 N=60 hLjn2=601 （283001537.26140）=2.359 8寿命系数 =HKN= =0.674HNK3871059.2=0.674268MPa=180.528MPa（6）计算中心矩 3 23)58.106(9.8217. a=199.05mm取中心矩 a=200mm 因 i=10取 m=5mm 蜗杆分度圆直
9、径d1=55mm这时 ， =3.1275.0aZ查手册得，因为 ，因此以上计算结果可用。（1） 蜗杆=160EZ21MP=3.1ZN=2.359 810=0.674HNK=180.528MPaa=199.05mm=3.1Z合格5 蜗轮蜗杆的主要参数和几何尺寸分度圆直径 d1=55mm模数 m=5直径系数 q=10，齿顶圆齿根mqmda60)21(*5)(1圆 df1=m(q-2.4)=38mm分度圆导程角 ，蜗杆轴“38or向齿厚 Sa= =9.891mm2（2） 蜗轮蜗轮齿数 = 10=502Z1变位系数为 5.0X验算传动比 i= 112Z蜗轮分度圆直径=550=250mm2d蜗轮喉圆直径
10、=（250+24.725）22ha=259.45mm蜗轮齿根直径=（259.45-22hfdf215）=249.45mm蜗轮咽喉母圆直径=（200- 249.45）221darg1=75.275mm 53.21FYmdKTFa当量齿数 28.57cos32rZVd1=55mm=542Z=340.2mm2d=349.65mm2a6 校核齿根弯曲疲劳强度根据 =-0.25 =57.282x2VZ=2.5 螺旋角系数 =FYY912.0436.10oor许用弯曲应力 NKF从表 11-8 中查得：由 ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用应力 =56MPaF寿命系数 =NK54.0139.286=5
11、60.545=30.52MPa=F912.053.624087.15=27.2MPa =30.52=MPa所以弯曲强度是满足要求的。 )tan()96.05.(vr 已知 r=11183611.31= , 与相对滑动速度vvfarct有关sV=sr cos106nd= 31.4=7.27 m/s从表 11-18 中用插值法查得：=0.021 =1.0755 代入式中vfv=337mm2df=25.2mm2rg=57.282VZ5.aYF=0.9192=56MPaF=0.579NK=27.2MPaF=0.220 =0.1998)tan(vrrtan则 =0.86 大于原估计值，因此不用重算。考虑
12、到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于用机械减速器。从GB/T10089-1988 圆柱蜗杆，蜗轮精度中选择 38 级精度，侧隙种类为f,标注为 8f GB/T10089-1988。蜗杆与轴做成一体，即蜗杆轴。蜗轮采用轮箍式，与铸造铁心采用H7/S6 配合，并加台肩和螺钉固定（螺钉选用 6 个） 。合格=7.27 m/ssV2.4.1 蜗轮轴（即小锥齿轮轴）的设计1 轴的材料的选择，确定许用应力2 按扭转强度，初步估计轴的最小直径考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要传递蜗轮的转矩。选取轴的材料为 45 钢，调质处理。根据表 15-3，取 A0=100，于是得：d mnp17.456
13、.83103轴的最小直径为 d1，与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号计算转矩 = ,查表 14-1，选取caT3KA=1.3，则有A=KT=1.39.550 3.78/54.60ca 610=859500Nmm最小直径 d1=48mm 根据 d2=50mm，初步选取 0 基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30212，选用 45 号钢， b=600MPa b -11=55MPamd17.45in=1.3AK=859500NmmcaTd1=48mm3 轴的结构设计其尺寸为：dDT=50mm110mm23.75mm故选 d3=60mm L6=23.75mm查 GB/T294-94
14、 得：圆锥滚子轴承 da=69（30212）即轴肩为h= mm=4.5mm 取 3 所以2569d5=69+3=72mm又：轴环的亮度 b=1.4h，即b1.46=8.4b 取 12mm，即 L5=12mm（4）蜗轮的轴段直径蜗轮轴段的直径的右端为定位轴肩。故 d4=d5-2h，求出 d4=64mm与传动零件相配合的轴段，略小于传动零件的轮毂宽。蜗轮轮毂的宽度为：B2=(1.21.5)d 4=（1.21.5）64=76.896，取 b=80mm，即 L4=80mm(5)轴承端盖的总宽度为 20mm。取端盖的外端面与半联轴器右端端面的距离为l=35mm。故L2=20+35=55mm(6)取蜗轮与
15、箱体内壁距离为 a=16mm，滚动轴承应距箱体内壁一段距离 s（58） 。取 s=8mm，已知滚动轴承宽度为T=23.75mm，蜗轮轮毂长为 L=80mm，则：L3=T+s+a+(80-78)=49.75mmd2=50mmL1=82mmd3=60mmL6=23.75mmd5=72mm轴环 L5=12mmd4=64mmL4=80mmL2=55mmL3=49.75mm至此已初步确定了轴端各段直径和长度，轴的总长为：L 总 =82+55+49.75+80+12+36=315mm4 轴的强度校核 （1） 轴向零件的同向定位蜗轮，半联轴器与轴的同向定位均采用平键链接。按 d4由表 6-1 查得平键截面
16、bh=20mm12mm，键槽用键槽铣刀加工，长为 63mm，同时为了保证蜗轮与轴配合有良好的对中性，故选择蜗轮轮毂与轴端配合为 ；同样，半联轴器与轴的连接，67hH选用平键 14mm9mm70mm，半联轴器与轴的配合为 ，滚动轴承与轴的同向定k位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。（2） 确定轴上的圆角和倒角尺寸参考 15-2，取的倒角 245，各轴肩处的圆角半径为（见附图） 。（3.1）确定各向应力和反力蜗轮分度圆直径 d=340.2 mm 转矩 T=892.9 Nm蜗轮的切向力为：Ft=2T/d=2892.9103/340.2=5249.9 N蜗轮的径向力为：Fr=Ft
17、cos/tan=5249.9tan20/cos111835=1853.5 N蜗轮的轴向力为：Fa=Ft tan=5249.9tan111835=1050 NT=892.9NmFt=5249.9 NFr =4853.5 NFa=1050N反力及弯矩、扭矩见 10.3 反力及弯局矩、扭矩图所示：5 轴的强度校核（3.2）垂直平面上：支撑反力：1325.89/d1FaNV= .405=2182 N其中 132 为两轴承中心的跨度，59 为蜗轮中心到右边轴承中心的距离。N32815.8312 NVNVFr水平平面：N4729.491tHN9.023.512 HFt（3） 确定弯距 =59 =59 29
18、02.9=171271 NmmHM2垂直弯矩：Nmm159867381VNmm32/2dFa合成弯矩：222121 159867MVH= 233893Nmm22222 )193(17H=172357 Nmm扭矩 T=892.9 Nmm（4） 按弯矩合成应力校核该轴端强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的=2182 N1VF= N2vF38=2347 N1H=2902.9N2F=171271 HMNmm=233893 1MNmm=172357 2Nmm强度。轴单向旋转扭转切应力为脉动循环变应力。取 =0.6 轴端计算应力：322231 601.)9.8()(WTM
19、ca=27MPa -1=60MPa故是安全的。=27MPaca合格三 圆锥齿轮设计圆锥齿轮传动比为 1:1 3.1 确定齿数 Z 及校核(1)选 Z 。软齿面应尽量选大些。1(2)Z = i Z 。且 Z 为整数。22(3)计算 U= 12 (4) = 5i -U3.2 按接触强度计算 d11.计算公式1d3231)5.0(74HERRZuKT2.计算 T1T1=95500 1dnpPd-Kwnd-r/min =0.993.计算 KK=KAKVK (1)由表 4-8 选用系数 KA(2)选动载荷系数 KV 记为 KVt(3)取 值。一般取 =0.3RR小齿轮为 45 钢，调质217HBS255
20、HBS。取240HBS。大齿轮为 45钢正火163HBS217HBS。取200HBS。8 级精度Z 选 201Z =2.65 20=532U=2.65=05iT1=9550000 5.5 0.99/720=72221.9 N*mm=1mdbRu2(4)由土 4-45 查出齿向载荷分布系数 K (5)计算K=KAKVK 取 KV=KVt 故 Kt=KAKVK 4.弹性系数 ZE 由表 4-9 查得5.节点系数 ZH 由表 4-48 查得6.许用应力 H=ZN ZWHS(1)由图 4-58 查得 lim(2)由已知条件计算N1=60n1*r*tnN2=N1/U式中：n-啮和次数n1-r/mintn
21、-每天工作小时N-年 300 天/年 小时/天(3)由图 4-59 查得寿命系数ZN1 ZN2(4)由表 4-11 查得安全系数 SH(5)由图查得工作硬化系数 Zw(6)计算 H1=ZN ZWHS1lim H2=ZN ZWHS2li(7)计算 d1KA=1.0KVt=1.1=0.3 R=0.500mK =1.03Kt=1.133ZE=189.8 MPaZH=2.5=570MPa1limH=460MPa2liN1=1.2790N2=4.76 81tn =29200ZN1=1ZN2=1SH=1Zw=1d1 3221)5.0(74HERRtZuTK试选 Kt=Kvt 3.3 校核 d1因为试选的
22、Kv 可能与实际不符合。(1)模数 m= 取标准值。可改变 Z1 而达到选用适当的 m 的目1Zdt的，但 u 有变则需重新计算 d1。 (2)按几何关系计算 d1d1=m Z1 dm1= d1(1-0.5 )R(3)圆周速度 Vm（平均直径 dm）Vm= 106ndm计算 Zu由 查图 4-43 得 Kv10m(4)校核 d1d1= tvtdK13d1 与 d1t 相差太大，则需重新选 Kvt，再计算 d1t3.4 校核齿根弯曲强度(1)计算公式FRRSaFFuZmYKT1)5.01(74223(2)当量齿数计算 Zv= cosa. 1cos21u2 H1=570MPa H2=460MPad
23、1t m89.7m=4.395取 m=4.5d1=90mmdm1=76.5mmVm=2.88m/s=0.57610ZumKv=1.0d1=85.14mm故 d1 与 d1t 相差不大，符合要求。=0.9361cos=20.67 =0.3532csb. 11cosZv22vc.由当量齿数 Zv 查图 4-55 得齿形系数 YFa1,YFa2查图 4-56 得齿根应力修正系数 Ysa1,Ysa2.d.确定 F=YH Yx FHSlim查图 4-61 得 和1li2li查图 4-62 得 YN1, YN2查图 4-63 得尺寸系数 Yx查图 4-11 得安全系数 SF计算 1F2比较 ， 的大小，取
24、较大值1FsaY2Fsa校核弯曲强度 FRRSaFFuZmYKT1)5.01(742233.5 几何尺寸计算1.分度圆直径 dd1 =mZ1d2=mZ22.节锥 =arctan121Z=90 -213.节锥距 RR= =1sin2d2i=69.332=21.371vZ=150.142YFa1=2.63 YFa2=2.16Ysa1=1.56 Ysa2=1.89=230MPa1limH=190MPa2liYN1=YN2=1Yx=1SF=1=230MPa 1F=190MPa2 故取1FsaY2Fsa大齿轮计算 MPaF78.632合格2d1=90mmd2=238.5mm=20.6741=69.326
25、2R=127.46mmb=38.238mm 取 b=40mmP=14.13mmha=4.5mm4.齿宽 b=R R5.周节 P= m6.齿顶高 ha ha=m7.齿根高 hf hf=1.2m8.齿顶间隙 c=0.2m9.齿顶圆直径=m(Z+2 )1ad1cos=m(Z+2 )2210.齿根圆直径= m(Z-2.4 )1fd1cos= m(Z-2.4 )2f 23.6 受力分析Ft1=-Ft2= )5.01(2RmdTFr1=-Fa2= Ft1*tan 1cosFa1=-Fr2= Ft1*tan inhf=5.4mmc=0.9mm=91.9mm1ad=241.7mm2=79.9mm1fd=234
26、.7mm2fFt1=Ft2= FtFt=1888.15NFr1=-Fa2=643.25NFa1=-Fr2=242.59N3.7 锥齿轮轴（即工作台转轴）的设计1.齿轮轴的设计(1)确定轴上零件的定位和固定方式 （如图）(2)按扭转强度估算轴的直径选用 45#调质，硬度 217255HBS轴的输入功率为 P=5.445 Kw转速为 n=1.5r/min根据课本 P205（13-2 ）式，并查表 13-2，取 c=117d mnC0.23745.133(3)确定轴各段直径和长度从大带轮开始右起第一段，由于齿轮与轴通过键联接， 1则轴应该增加 5%，取 D1=28mm ，又带轮的宽度 b=40 mm
27、 则第一段长度 L1=40mm右起第二段直径取 D2=36mm 根据轴承端盖的装拆以及 2对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的内端面与带轮的左端面间的距离为 30mm，则取第二段的长度 L2=40mm右起第三段，该段装有滚动轴承，选用圆锥滚子轴承，则 3轴承承受径向力和轴向力为零，选用 30209 型轴承，其尺寸为458519，那么该段的直径为 D3=45mm，长度为 L3=20mm右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴 4D1=28mmL1=40mmD2=36mmL2=40mmD3=45mmL3=20mm承的内圈外径，取 D4= 50mm，长度取 L4= 80mm右起第
28、五段为滚动轴承段，则此段的直径为 5D5= 45mm，长度为 L5=20mm右起第六段，为联轴器接入轴,由于电机 Y160M2-8 的轴的 6直径为 d2= 42mm，故选择齿式联轴器 GICL3 型，选d1=42mm 。即 D6=42mm 。长度取 L6= 100mm 。 (4)求齿轮上作用力的大小、方向 小齿轮分度圆直径：d1=90mm 1作用在齿轮上的转矩为：T1 =84.97 Nm 2求圆周力：Ft 3Ft=1888.15N求径向力 Fr 4Fr=Fttan=1888.15tan20 0=643.25NFt，Fr 的方向如下图所示（5）轴长支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴
29、上的安装位置，建立力学模型。水平面的支反力：RA= =944.08N 804tFRB= =2832.23 N804)(Ft垂直面的支反力： RA= =321.67N804rRB = =964.88 N)(Fr（6）画弯矩图右起第四段剖面处的弯矩：水平面的弯矩：M 水平=RA0.08=37.76 Nm垂直面的弯矩：M 垂直= RA0.08=12.87 Nm合成弯矩：D4=50mmL4=80mmD5=45mmL5=20mmD6=42mmL6= 100mmFt=1888.15NmFr=643.25NmRA=944.08NRB=2832.23NRA=321.67NNmM89.37.126.322 垂
30、直水 平合（7）画转矩图： T= Ftd1/2=84.59 Nm（8）画当量弯矩图 因为是单向回转，转矩为脉动循环，=0.6可得右起第四段剖面 C 处的当量弯矩：NmTM87.93)(22合当（9）判断危险截面并验算强度右起第四段剖面处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差 1不大，所以该剖面为危险截面。已知 M 当=93.87Nm ,由课本表 13-1 有:-1 =60Mpa 则：e= M 当/W= M 当/(0.1D4 3)=93.871000/(0.1453)= 10.30MPa-1右起第一段处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险 2截面： NmTMD75.09.84602）（ e= MD
31、/W= MD/(0.1D1 3)=50.751000/(0.1283)=33.12 Nm-1所以确定的尺寸是安全的 。受力图如下：RB=964.88 NM 水平=37.76 Nm M 垂直= 12.87 Nm M 合=39.89NmT=84.59 Nm =0.6M 当=93.87Nm-1 =60MpaMD=50.75Nm四 键联接设计4.1输入轴与小齿轮联接采用平键联接此段轴径 d1=28mm,L1=40mm查手册得，选用 A 型平键，得：A 键 87 GB1096-79 L=L1-b=40-8=32mmT=72.22Nm h=7mm根据课本 P243（10-5 ）式得 p=4 T/(dhL)
32、=472.221000/（287 32）=46.06Mpa R =110Mpa4.2、中间轴与大齿轮联接用平键联接轴径 d3=50mm L3=38mm T=180Nm查手册 P51 选用 A 型平键键 149 GB1096-79l=L3-b=38-14=24mm h=9mm p=4T/（dhl）=41801000/（509 24）=66.7Mpa p =110Mpa五 箱体的设计计算5.1 箱体的结构形式和材料箱体采用铸造工艺，材料选用 HT200。因其属于中型铸件，铸件最小壁厚 810mm，取 =12mm5.2 铸铁箱体主要结构尺寸和关系名称 型式及尺寸关系箱座壁厚 =10mm箱盖壁厚 1
33、1=0.8=9.6mm 取 1=10mm箱座凸缘厚度 b1，箱盖凸缘厚度 b，箱座底凸缘厚度 b2b1=1.51=15mmb=1.5=16mmb2=2.5=2.512=10mm地脚螺钉直径及数目 df=0.036a+12=21mm 取 df=25mm n=6轴承旁联接螺栓直径 d1=0.075df=18.75mm 取 d1=20mm盖与座联接螺栓直径 d2=（0.50.6）df 取 d2=16mm联接螺栓 d2 间的间距 l=150200mm轴承端盖螺栓直径 d3=（0.40.5）df 取 d3=12mm 检查孔盖螺栓直径 d4=（0.30.4）df 取 d4=8mmDf，d1，d2 至外壁距
34、离 df，d2 至凸缘边缘距离C1=26,20,16 C2=24,14轴承端盖外径 D2=140mm 轴承旁联接螺栓距离 S=140mm轴承旁凸台半径 R1=16mm轴承旁凸台高度 根据轴承座外径和扳手空间的要求由结构确定箱盖，箱座筋厚 m1=9mm m2=9mm蜗轮外圆与箱内壁间距离 1=16mm蜗轮轮毂端面与箱内壁距离 2=30mm六 相关标准的选择本部分含键的选择，联轴器的选择，螺栓、螺母、螺钉的选择，垫圈、垫片的选择，具体内容如下：6.1 键的选择查表 6-1： GB1095-79 蜗轮，半联轴器与轴相配合的键：A 型普通平键，b*h=20mm12mmGB1095-79 半联轴器与轴的
35、连接 b*h=16mm10mmA 型，20mm12mmA 型，14mm9mm GB1095-796.2 联轴器的选择根据轴设计中的相关数据，查表 10-43，选用联轴器的型号HL3 GB4323-84。HL3GB4323-846.3 螺栓，螺母，螺钉的选择考虑到减速器的工作条件，后续箱体附件的结构，以及其他因素的影响选用螺栓 GB5782-86， M10*35， 数量为 3 个M12*100， 数量为 6 个螺母 GB6170-86 M10 数量为 2 个M12， 数量为 6 个螺钉 GB5782-86 M6*20 数量为 2 个M8*25， 数量为 24 个M6*16 数量为 12 个 M10*35M12*100M10M12M6*20M8*25M6*166.4 销，垫圈垫片的选择选用销 GB117-86，B8*30，数量为 2 个选用垫圈 GB93-87 数量为 8 个选用止动垫片 1 个选用石棉橡胶垫片 2 个选用 08F 调整垫片 4 个GB117-86B8*30GB93-87止动垫片石棉橡胶垫片08F 调整垫片有关其他的标准件，常用件，专用件，详见后续装配图
