第五组机械设计课程设计说明书.doc

1、装 订 线目录0 设计任务书30.1设计题目 30.2设计参数 31 电动机的选择计算 41.1选择电动机系列 41.2选择电动机功率 42 传动装置的运动与动力参数的选择和计算72.1 分配传动比 72.2 传动装置的运动和动力参数计算73 传动零件的设计计算103.1 带传动的设计计算103.2 齿轮传动的设计计算 143.2.1 高速轴斜齿轮的设计计算 143.2.2 低速轴斜齿轮的设计计算194 轴的设计计算 244.1高速轴的结构设计244.2中间轴的结构设计284.3低速轴的结构设计304.4高速轴的校核计算344.5中间轴的校核计算374.6低速轴的校核计算415 滚动轴承的选择

2、445.1高速轴轴承的选择445.2中间轴承的选择455.3低速轴轴承的选择466箱体零件图48 7 装配图 498 参考资料目录 509 设计小结510 设计任务书0.1 设计题目：低 速 级：斜齿轮高 速 级：斜齿轮设计热处理车间零件清洗传输设备。该传输设备由电机，V带传动，二级圆柱齿轮减速器，主传送带及鼓轮等组成。两班工作制，工作期限八年。设计带式运输机传动装置（简图如右）1输送胶带2传动滚筒3二级圆柱齿轮减速器 4V带传动5电动机0.2 设计参数：题号项目鼓轮直径 mm传送带传送速度 m/s传送带从动轴所要扭矩 Nm53800.710501 电动机的选择计算根据设计参数：鼓轮直径为38

3、0mm，传送带传送速度为0.7 m/s，传送带从动轴所要扭矩为1050Nm。1.1 选择电动机系列按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭式结构，电压为380V，Y系列。1.2 选择电动机功率鼓轮所需有效功率：传送装置送效率：按机械设计课程设计 （主编 巩云鹏 田万禄 张祖立 黄秋波 东北大学出版社2000年12月第1版）P109表4.2-9，取： 皮带传送效率： 齿轮啮合效率：（齿轮精度为8级） 联轴器效率： 滚筒效率：则传送带总效率所需电动机效率： 由机械设计课程设计（主编 巩云鹏 田万禄 张祖立 黄 秋波 东北大学出版社2000年12月第1版）P194 表 4.12-1可选Y系列三相

4、异步电动机Y132S-4，额定功率5.5kw，或选Y系列三相异步电动机Y132M2-6，额定功率5.5kw。确定电动机转速滚筒轴转速 现以同步转速为1500r/min及1000r/min两种方案进行比较，由P194表4.12-1查得电动机数据，计算总传动比i：Y132M-4 Y132M2-6 电动机数据及总传动比方案号电动机型号额定功率/kw同步转速满载转速r/min总传动比1Y132S-45.51500144032.292Y132M2-65.5100096021.5比较两方案，方案2选用的电动机总传动比较小。为使传动装置结构紧凑决定选用方案1。电动机型号为Y132S-4。由机械设计课程设计（

5、主编 巩云鹏 田万禄 张祖立 黄秋波 东北大学出版社2000年12月第1版）P195 表4.12-2，查得：H(中心高)=132（mm），外伸段：DE=38mm80mm。2 传动装置的运动与动力参数的选择和计算2.1 分配传动比据机械设计课程设计（主编 巩云鹏 田万禄 张祖立 黄秋波 东北大学出版社2000年12月第1版）表4.2-9，取i带=2.5，则减速器的传动比为：i减=i/i带=12.916取两级齿轮减速器高速级的传动比： 则低级的传动比：i2=i减/i1=3.092.2 传动装置的运动和动力参数计算O轴：O轴即电动机轴 Po=Pr=4.74kw no=1440r/min轴：轴即减速器

6、高速轴II轴：II轴即减速器中间轴 III轴：III轴即减速器低速轴 IV轴：IV轴即传动滚筒轴 各轴运动及动力参数表轴序号功率P/KW转速nr/min转矩TN.m传动形 式传动比效率04.74144031.44带传动2.50.95I4.5057674.61齿轮传 动4.180.96II4.32137.8299.39齿轮传 动3.090.96III4.1544.60888.62联轴器1.00.98IV4.0744.60871.493 传动零件的设计计算3.1 带传动的设计计算（该部分的查表内容见机械设计基础第七版陈云飞 卢玉明 主编高等教育出版社出版）由电动机为Y132S-4型，额定功率P=5

7、.5kw 满载转速n1=1440r/min 从动轴转速n2=576r/min 两班工作。计算功率Pc由P125表8-3查得KA=1.3 故Pc= KP=1.35.5=7.15Kw n2=576r/min选取V带型号根据Pc=7.15kW和小带轮转速n1=1440r/min,由表8-10可知，工作点处于A、B型相邻区之间，可取A型和B型分别计算，最后择优选用。经过计算，为减少V带条数，本题选取B型带。小轮基准直径dd1和大轮基准直径dd2希望结构紧凑。由表8-4并参考表8-2a，取dd1=140mm，选取=0.01，则大轮的基准直径由表8-4取dd2=315mm355mm此时，从动轮的实际转速n

8、2=转速误差 不合适 合适故取dd2=355mm验算带速5m/s10.5m/s120 能满足要求。单根V带能传递的功率：根据n1=1440r/min和dd1=140mm 查表8-2a求得P0=2.80kw单根V带传递功率的增量P0已知B型V带，小带轮传速n1=1440r/min 传动比i=n1/n2=dd2/dd1=2.54 查表8-2b得P0=0.44kw 计算V带的根数 Z表8-5查得k=0.92由表8-6查得Kc=0.92 故Z=2.41 取Z=3根、所采用的V带为B-16003(12)作用在带轮轴上的力由式求单根V带的张紧力由表8-8得q=0.17kg/m 所以作用在轴上的力带轮结构设

9、计由dd1=140mm dd2=355mm 按照机械设计课程设计课本P169即dd1300mm，采用轮辐式带轮结构简图如下V带轮轮辐式结构设计简图3.2 齿轮传动的设计计算3.2.1 高速轴斜齿轮的设计计算由表2可知T1=7.46104 N.mmn1=576r/mini=4.18齿面接触疲劳强度设计 选择齿轮材料、确定许用接触应力 根据工作要求，采用硬齿面，硬度350 HBS，小齿轮选用40Cr钢，调质，硬度为260 HBS.大齿轮选用42SiMn钢,调质,硬度为220 HBS由表9-5的公式确定许用接触应力 ：小齿轮=380+HBS=380+260=640MPa大齿轮=380+HBS=380

10、+220=600MPa 选用齿宽系数 轻型减速器, 故取 =0.4确定载荷系数K因齿轮相对轴承不对称布置,且带式传送机载荷较平稳,故取K=1.3计算中心距a由公式(9-27)得 a=129.7mm选择齿数,螺旋角并确定模数.取小齿轮齿数Z=19,则 Z=4.1819=79.42,取Z=80,中心距取a=129.7mm,初步选定=12,由公式(9-28)可得法向模数mn=2acos/(Z1+Z2)=2.563mm由表9-1,取=2.5mm或=3mm取为标准模数后,必须按式(9-29)重新计算螺旋角,即 =2.5时 =17.4=3时 不存在 故=2.5mm =17.4 在8 20范围内,上述参数合

11、适.确定其它尺寸分度圆直径 d1=mnz1/cos=49.78mmd2= mnz2/cos=209.59mm 齿顶圆直径 da=d+2mn=48.78+22.554.78mm da=d+2 mn=209.59+22.5=214.59mm 齿根圆直径 df1=d1-2.5mn=49.78-2.52.5=43.53mm df2= d2-2.5mn=209.59-2.52.5=203.34mm中心距 a=（d1+d2）/2=(49.78+209.59)/2=129.7mm大齿轮齿宽b2=a=0.4129.7=51.87mm,取b2=60mm 小齿轮宽度 b=b+(510)=6570mm,取b=65m

12、m齿顶高ha=mn=2.5mm齿根高hf=1.25mn=3.125mm全齿高h= ha+ hf=5.625因小齿轮齿面硬,为便于安装,故齿宽要大一些，以免工作时在大齿轮齿面上造成压痕。确定齿轮的精度等级 齿轮圆周速度 根据工作要求和圆周速度,由表9-3选用9级精度齿根弯曲疲劳强度校核确定许用弯曲应力带式输送机齿轮传动是单向传动,由表9-7查得齿轮的许用弯曲应力：=155+0.3HBS=233MPa=155+0.3HBS=221MPa查齿形系数Y，比较Y/斜齿轮应按当量齿数查值 Zv1=Z1/(cos)3=19/(cos17.4)3=22Zv2= Z2/(cos)3=80/(cos17.4)3=

13、92由表(9-6)查得:YF1 =2.72,用插入法得YF2=2.22Y1/1=2.72/233=0.0117Y2/2=2.22/221=0.0100因Y1/1 Y2/2,所以应验算小齿轮验算弯曲应力由式（9-30）得验算合用结构设计高速级直齿轮结构设计参数表小齿轮大齿轮径向分度圆直径d49.78209.59齿顶圆直径da54.78214.59齿根圆直径df43.53203.34高度齿顶高ha2.5齿根高hf3.125全齿高h5.625其他中心距a129.7齿宽b6560 高速斜齿轮结构简图如下高速直齿大齿轮结构简图而参照机械设计基础P212，将直齿小齿轮与高速轴制成一体，为齿轮轴。具体结构见

14、后面高速轴的设计部分。3.2.2 低速轴斜齿轮的设计计算齿面接触疲劳强度计算： 选择齿轮材料、确定许用接触应力 根据工作要求，采用齿面硬度350 HBS， 小齿轮选用40Cr钢，调质，硬度为260 HBS.大齿轮选用42SiMn钢,调质,硬度为220 HBS由表9-5的公式确定许用接触应力 ：小齿轮=380+HBS=380+260=640MPa大齿轮=380+HBS=380+220=600MPa选用齿宽系数轻型减速器, 故取 =0.4确定载荷系数K因齿轮相对轴承不对称布置,且带式传送机载荷较平稳,故取K=1.3计算中心距a由公式(9-27)得 选择齿数,螺旋角并确定模数.取小齿轮齿数Z=17,

15、则 Z=3.0917=52.53,取Z=53,中心距取a=179.85mm,初步选定=12,由公式(9-28)可得法向模数mn=2acos/(Z1+Z2)=5.02mm由表9-1,取=5mm,取为标准模数后,必须按式(9-29)重新计算螺旋角,即 =13.3在8 20范围内,上述参数合适.确定其它尺寸分度圆直径 d1=mnz1/cos=87.34mmd2= mnz2/cos=272.30mm 齿顶圆直径 da=d+2mn=87.34+2597.34mm da=d+2 mn=272.30+25=282.30mm齿根圆直径 df1=d1-2.5mn=87.34-2.55=74.84mm df2=

16、d2-2.5mn=282.30-2.55=264.3mm中心距 a=（d1+d2）/2=(87.34+272.30)/2=179.8mm大齿轮齿宽b2=a=0.4179.8=71.92mm,取b2=75mm 小齿轮宽度 b=b+(510)=8085mm,取b=80mm 因小齿轮齿面硬,为便于安装,故齿宽要大一些，以免工作 时在大齿轮齿面上造成压痕。确定齿轮的精度等级 齿轮圆周速度。 根据工作要求和圆周速度,由表9-3选用9级精度验算齿根弯曲疲劳强度确定许用弯曲应力带式输送机齿轮传动是单向传动,由表9-7查得齿轮的许用弯曲应力：=155+0.3HBS=233MPa=155+0.3HBS=221M

17、Pa查齿形系数Y，比较Y/斜齿轮应按当量齿数查值 Zv1=Z1/(cos)3=17/(cos13.3)3=19Zv2= Z2/(cos)3=53/(cos13.3)3=58 由表(9-6)查得:YF1=2.84,用插入法得Y=2.29YF1/1=2.84/233=0.0122YF2/2=2.29/221=0.0104因Y1/1 Y2/2,所以应验算小齿轮验算弯曲应力 验算合用结构设计低速级斜齿轮结构设计参数表小齿轮1大齿轮2径向分度圆直径d87.34272.30齿顶圆直径da97.34282.30齿根圆直径df74.84264.3高度齿顶高ha5齿根高hf6.25全齿高h11.25其他中心距a

18、179.8齿宽b8075低速轴结构简图如下低速斜齿大齿轮结构简图低速斜齿小齿轮结构简图4轴的设计计算4.1高速轴 I高速轴初步设计图（该部分的查表内容见机械设计基础第七版陈云飞 卢玉明 主编高等教育出版社出版）P=4.50 kw n=576 r/min(1) 轴的材料选择和最小直径估算 根据工作条件，初选轴的材料为45钢、调质处理，按扭转强度法进行最小直径估算，即 。查表12-2,45钢的C估为118107,则估算轴的轴径取d=22mm(2)轴的径向尺寸d 与 d1之间属于轴肩定位，根据d1=d+（34）c1 查表4.2-12可得c1=1.6 d1=22+（34）1.6 取d1=25mmd1与

19、d2之间属于轴肩定位，根据 d2=d1+（34）c1 查表4.2-12可得c1=1.6 d2=25+（34）1.6 取d2=30mm故轴承初选为7006cd2与d3之间的轴肩属于定位轴承，根据P418查得 d3=36mmd3与d4之间属于轴肩非定位（P111），故d4=d3+（13）mm ，取d4=38mmd2与d6对应，故d6=30mmd6与d5之间的轴肩属于定位轴承，根据P418查得 d5=36mm(3)轴的轴向尺寸V带轮由前面计算的V带大轮的基准直径dd2=346.5mm300mm,故采用轮辐式。（根据机械设计课程设计P169） L=（1.52）ds ，取L=1.7ds=1.720=34

20、mm又由机械设计课程设计P24 可知l11稍短于L（23mm），因此可取了l11=32mml12由箱体轴承盖结构，轴与轴承盖的装配关系确定查机械设计课程设计P23可知装配留（1520）mm可取18mm由机械设计课程设计P162由7006c 的安装尺寸D=55mm 确定螺钉直径d3=6mm因e=1.2d3 故取e=7.2mm，接下来确定m 由结构可知k+=m+l3+（35）k=c1+c2+(58)由机械设计课程设计P17可确定c1=24mm,c2=20mm取=8 l13由7006c确定 查表可得l13=13mm故m=3944mm可取m=40mml12=18+7.2+40=65.2mm l13=1

21、3mml14由机械设计课程设计P21图1.5-8装配关系确定低速级小齿轮齿轮宽度B 由机械设计基础（第七版、陈云飞、卢玉明主编）P194可知 B=bcos 所以 B=77.9mml14= 4 + 8 + 77.963 + 8 = 88.9mml15 由高速级小齿轮宽度为B 由机械设计基础P194可知B = 62mm 取l15 = 62mml16根据机械设计课程设计P21 留出（35）油润滑及2的间隙 取l16=4+8=12mml17由角接触球轴承7006c可知l17=13mm (4) 高速轴结构参数表轴段I1I2I3I4I5I6I7轴段直径d22253036383630轴段长度l3265138

22、9621213高速轴结构设计简图4.2中间轴轴：中间轴初步设计图(1) 轴的材料选择和最小直径估算 根据工作条件，初选轴的材料为45钢、正火处理按扭转强度法进行最小直径估算，即 。初选轴径时，若该轴段键槽截面有一个键槽，轴径增大3%，两个键槽时，增大7%，查机械设计基础表12-2,45钢的C = 118107,则估算轴的轴径取d=30mm初选轴承7206c(2) 轴的径向尺寸d 与 d1之间属于定位轴承，由机械设计基础P419查得 d1=36mm d1与d2之间属于非定位，根据机械设计课程设计课本P111 d2=d1+（13）mm ,取d2=39mmd5与d对应，故取d5=30mm d5与d4

23、之间属于非定位，故取d4=d5+（13）mm取d4=32mm d4与d3之间属于定位 ，根据机械设计课程设计P111知 d3=d4+（34）c1 ， 故 d4=32mm 查表c1=2d3=32+（34）2=3840mm取d3=38mm(3)轴的轴向尺寸l21由轴承7206c查表可得B=16mm l21=16mml22由润滑油和2由结构确定 l22=4+8=12mml23由低速级小齿轮齿轮宽度77.9确定，取l23=78mm l24为轴环宽度，由装配关系取 l24=10mm l25由高速级大齿轮齿轮宽度为57.3mm 由机械设计课程设计P24确定 l=2mm ,故l25=55.3mm l26由轴

24、承轴套确定，轴承为7206c，查得B=16mm， 故l26=16+4+8+3=31mm中间轴结构参数表轴段l21l22l23l24l25 l26径向尺寸303645423930轴向尺寸1612781055.331中间轴结构设计简图4.1低速轴轴：低速轴初步设计图(1) 轴的材料选择和最小直径估算根据工作条件，初选轴的材料为45钢、正火处理，按扭转强度法进行最小直径估算，即 。初选轴径时，若该轴段键槽截面有一个键槽，轴径增大3%，两个键槽时，增大7%，查表12-2,45钢的C估为118107,则估算轴的轴径取d6=50mm由第三根轴的转矩及联轴器的工程转矩，确定联轴器为HL4,Y型，查机械设计课

25、程设计P149 得L=112mm(2) 轴的径向尺寸 d6与 d5之间属于定位轴承，根据机械设计课程设计P111 得 d5=d6+（34）c1mm由d6=50mm查得c1=2 d5=50+（34）2 取d5=58mm d5与d4之间属于定位， d4=d5+（34）c1 mm 根据机械设计课程设计P111可查c1=2.5d4=58+（34）2.5 , 取d4=65mm,初选轴承7213c B=23mm（由机械设计课程设计P419查得） d4与d3之间属于定位轴承 ，根据机械设计基础P419知 d3=75mm d3与d2之间属于非定位 d2=d3+（13）mm取d2=77mm d 与 d4 相对应

26、 取d=d4=65mm由机械设计课程设计P21图1.5-8可知 d与d1之间属于非定位 d1=d+(1+3)mm取d1=68mm (3)轴的轴向尺寸l31由轴承轴套的装配关系确定 l31=23+4+8+3=38mm l32由低速级大齿轮齿轮宽为B=bcos（ 机械设计基础） B=73mm 由机械设计课程设计P24 轴端面与轴套端面留有一定距离l=（23）mm 取l=2mm l32=71mm l33由装配关系及定位要求取 l33=10mm l34 过度轴段由机械设计课程设计P21 图1.5-8装配关系取 l34=87.3mm l35 由轴承7213c确定 B=23mm 故取l35=33mm l3

27、6由轴承盖以及轴承盖的装配关系确定，根据机械设计课程设计P23图1.5-9装配留余（1520）mm 以 及P162表4.9-4由7213 D=120mm 确定螺钉直径d3=10mme=1.2d3=12mm ,m由结构确定根据机械设计课程设计P21 ,由图1.5-8可得k+=m+l35+（35）k=c1+c2+（58） c1=24 c2=20 =8 l35=23m=(2934)mm 取m=30 l36=18+12+30=60mml37由联轴器确定，由联轴器L=112mm 且根据传动零件轴向定位 l=2mm 取l37=110mm低速轴结构参数表 低速轴结构参数表轴段l31l32l33l34l35l

28、36l37径向尺寸65687775656050轴向尺寸38711087.32360110低速轴结构设计简图4.4 轴的强度校核4.4.1高速轴校核： 决定作用在轴上的载荷：圆周力：径向力： 轴向力：由皮带轮产生的力为，机械设计基础P129查得 为单根V带的张紧力 Z为V带根 数 1为小带轮上的包角计算公式见机械设计基础P134 得 为包角系数，查得机械设计基础P129表8-5得=0.92 查P134表8-8得q=0.17决定支点反作用力及弯曲力矩水平面中的计算简图如图（a）所示支撑反力：截面I-I的弯曲力矩为：截面-的弯曲力矩为：垂直面中的计算简图如图（b）所示支承反力：截面I-I的弯曲力矩为

29、：合成弯矩：轴上的转矩T=74.61 103N.mm 计算截面I-I，-的直径已知皱的材料为45钢，正火，其中B=600 Mpa查机械设计基础P212页表12-3得-1b=55 Mpa，ob=95 Mpa，则轴截面I-I处的当量弯矩：截面-的弯曲力矩为：故轴截面I-I处的直径因为在截面I-I处有键槽。所以轴的直径要增加3%并考虑结构要求，由轴肩定位确定尺寸d4=38mm，故取d4=38mm截面-的直径因为在截面-处有键槽，所以轴的直径也要略大，由前面初步计算 d=22mm，故取d=22mm强度校核 故此轴有足够的强度。4.4.2中间轴校核： 决定作用在轴上的载荷：圆周力： 径向力： 轴向力：

30、决定支点反作用力及弯曲力矩水平面中的计算简图如图（a）所示支撑反力：截面I-I的弯曲力矩为：截面-的弯曲力矩为：垂直面中的计算简图如图（b）所示支承反力：截面I-I的弯曲力矩为：截面-的弯曲力矩：合成弯矩 图（c）：轴上的转矩 图（d） 计算截面I-I，-的直径已知皱的材料为45钢，正火，其中B=600 Mpa查机械设计基础P212页表12-3得-1b=55 Mpa，ob=95Mpa，则轴截面I-I处的当量弯矩：截面-的弯曲力矩为：故轴截面I-I处的直径因为在截面I-I处有键槽。所以轴的直径要增加3%并考虑结构要求，取d2=45mm。截面-的直径因为在截面-处有键槽。所以轴的直径要增加3%并考

31、虑结构要求，取d4=38.4mm。又由轴间定位可知d4=32mm，综上所述取d4=39mm，d3=42mm确定危险截面及强度校核 故此轴有足够的强度。4.4.3低速轴校核：决定作用在轴上的载荷：圆周力：径向力： 轴向力：决定支点反作用力及弯曲力矩水平面中的计算简图如图（a）所示支撑反力：截面I-I的弯曲力矩为：垂直面中的计算简图如图（b）所示支承反力：截面I-I的弯曲力矩为：合成弯矩：轴上的转矩T=888.62 103N.mm(5)计算截面I-I，-的直径已知皱的材料为45钢，正火，其中B=600Mpa查机械设计基础P212页表12-3得-1b=55Mpa，ob=95Mpa，则轴截面I-I处的

32、当量弯矩：截面-的弯曲力矩为：故轴截面I-I处的直径因为在截面I-I处有键槽。所以轴的直径要增加3%并考虑结构要求，由轴肩定位确定尺寸d1=68mm，故取d1=68mm截面-的直径因为在截面-处有键槽，所以轴的直径也要略大，由前面初步计算 d6=50mm，故取d6=50mm强度校核 故此轴有足够的强度5轴承的选择5.1高速轴轴承的选择高速轴选用的轴承是7006C，由机械设计基础（陈云飞，卢玉明主编第七版）附录II中的表II-12查得C=15.2103 N C0=10.2103 N计算当量动载荷Ft=Fa=FtFr= 由表13-7查得e=0.47 由表13-7查得X=0.44 Y=1.185故

33、P = XFr+YFa = 1616.3 N计算必须的额定动载荷由表13-8查得fp = 1.2 则C=P 15.2103N故所选轴承7006C满足要求。5.2中间轴轴承的选择中间轴选用的轴承是7206C，由机械设计基础（陈云飞，卢玉明主编第七版）附录II中的表II-12查得C=23.0103 N C0=15.0103 N计算当量动载荷Ft=Fa=FtFr= 由表13-7查得e=0.0425 由表13-7查得X=0.44 Y=1.35故 P = XFr+YFa = 1688 N 计算必须的额定动载荷由表13-8查得fp = 1.2 则C=P23103N故所选轴承7206C满足要求。5.3低速轴

34、轴承的选择低速轴选用的轴承是7213C，由机械设计基础（陈云飞，卢玉明主编第七版）附录II中的表II-12查得C=69.8103 N C0=55.2103 N计算当量动载荷Ft=Fa=FtFr= 由表13-7查得e=0.42 由表13-7查得X=0.44 Y=1.35故 P = XFr+YFa = 3856.67 N计算必须的额定动载荷由表13-8查得fp = 1.2 则C=P 69.8103N故所选轴承7213C满足要求。Pw=4.2kwPr=5.15Kwnw=44.6r/mini减=12.916i2=3.09Po=Pr=4.74kw no=1440r/minT0=31.44kwP1=4.5

35、0kwN1=576r/minT1=74.61NmP2=4.32kwN2=137.8r/minT2=299.39NmP3=4.15kwN3=44.60r/minT3=888.62NmP4=4.07kwN4=44.60r/minT4=871.49NmPc= 7.15Kwdd1=90mmdd2=355mmv=10.5m/sa0=400mmLd=1600mma=397mm1=149.0P0=2.80kwP0=0.44kwZ=3F=1151N=0.4K=1.3T1=7.46103=600i= 4.18 a=129.7mmZ=19Z=80d1=49.78mmd2=209.59mmda= 54.78mm da=214.59mmdf1=43.53mm df2=203.34mma=129.7mmb2=60mmb=65mmha= 2.5mmhf=3.125mmh= 5.625mm