机械课程设计说明书

1、机械课程设计目录一课程设计书2二设计要求2三设计步骤21.传动装置总体设计方案32.电动机的选择43.确定传动装置的总传动比和分配传动比54.计算传动装置的运动和动力参数55.设计 V 带和带轮66.齿轮的设计87.滚动轴承和传动轴的设计198.键联接设计269.箱体结构的设计2710.润滑密封设计3011.联轴器设计30四设计小结31五参考资料32一. 课程设计书设计课题 :设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器 . 运输机连续单向运转 , 载荷变化不大 , 空载起动 , 卷筒效率为 0.96( 包括其支承轴承效率的损失 ), 减速器小批量生产 , 使用期限 8 年 (300 天/

2、 年), 两班制工作 , 运输容许速度误差为 5%,车间有三相交流 , 电压 380/220V表一 :题号参数12345运输带工作拉力2.52.32.11.91.8（kN）运输带工作速度1.01.11.21.31.4（m/s）卷筒直径（ mm）250250250300300二.设计要求1. 减速器装配图一张 (A1) 。2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3) 。3. 设计说明书一份。三 . 设计步骤1. 传动装置总体设计方案2. 电动机的选择3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比4. 计算传动装置的运动和动力参数5. 设计 V 带和带轮6. 齿轮的设计7. 滚动轴承和传动轴的设计8. 键

3、联接设计9. 箱体结构设计10. 润滑密封设计11. 联轴器设计1. 传动装置总体设计方案 :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，将V 带设置在高速级。其传动方案如下：图一 :( 传动装置总体设计图)初步确定传动系统总体方案如: 传动装置总体设计图所示。选择 V 带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。传动装置的总效率aa1 23324 5 0.96 × 0.983 × 0.952 × 0.97 ×0.96 0.

4、759 ；1为 V带的效率 ,1 为第一对轴承的效率，3为第二对轴承的效率，4 为第三对轴承的效率，5为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为 7 级精度，油脂润滑 .因是薄壁防护罩 , 采用开式效率计算 ) 。2. 电动机的选择电动机所需工作功率为：PP / 1900×1.3/1000× 0.759 3.25kW,执行机构的曲柄转速为n 100060v=82.76r/min，D经查表按推荐的传动比合理范围，V 带传动的传动比i 2 4，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i840，则总传动比合理范围为i 16160，电动机转速的可选范围为n i×n（16160）×82.

5、76 1324.16 13241.6r/min 。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为 Y112M 4 的三相异步电动机，额定功率为 4.0方电 动 机额定案型号功率P edkw1Y112M-44中心高外型尺寸L×（ AC/2+AD）× HD132515 × 345 × 315（1）? 总传动比电动机转速同步满载转速转速15001440底脚安装尺寸 A×B 216 × 178额定电流 8.8A，电动机参 考传动装置的传动比满载转速 nm重量价格1440 r/min ，同N元总 传V 带传减速器

6、步转速动比动1500r/min 。47023016.152.37.023. 确定传动地脚螺栓 轴伸尺 装键部位尺孔直径 K寸 D×E寸 F×GD装置的总传动比和1236× 8010 ×41分配传动比由选定的电动机满载转速 n 和工作机主动轴转速 n，可得传动装置总传动比为 i a n /n 1440/82.76 17.40（2）? 分配传动装置传动比ia i 0 × i式中 i 0 , i1 分别为带传动和减速器的传动比。为使 V 带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0 2.3 ，则减速器传动比为i i a / i 0 17.40/2.3 7.57

7、根据各原则，查图得高速级传动比为i1 3.24 ，则 i 2 i / i1 2.334. 计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速? n nm / i 0 1440/2.3 626.09r/min? n n / i 1 626.09/3.24 193.24r/min? n ? n /? i 2 193.24/2.33=82.93 r/minn = n =82.93 r/min（2）各轴输入功率P pd × 1 3.25 ×0.96 3.12kW? P×2×3 3.12 ×0.98 × 0.95 2.90kW p? × 2&

8、#215;2.97×0.98×0.952.70kWPP3PP×× =2.77 ×0.98 ×0.97 2.57kW24则各轴的输出功率： ?P P × 0.98=3.06 kWP P ×0.98=2.84 kWP P ×0.98=2.65kWP P ×0.98=2.52 kW（3）各轴输入转矩T1 =Td × i0 × 1N·m电动机轴的输出转矩 Td =9550 Pd=9550 × 3.25/1440=21.55N·所以 :nm Td×

9、;i0×=21.55×2.3×0.96=47.58·mT1NT T × i1 × 1 × 2 =47.58 ×3.24 ×0.98 ×0.95=143.53N·mT T × i 2 × 2 × 3 =143.53× 2.33 × 0.98 × 0.95=311.35 N·mT =T × 3 × 4 =311.35× 0.95 × 0.97=286.91 N·m输出转矩

10、：×0.98=46.63N·mT TT T × 0.98=140.66N·mT T ×0.98=305.12 N·mT T ×0.98=281.17N·m运动和动力参数结果如下表轴名功率PKW转矩 T Nm转速 r/min输入输出输入输出电动机轴3.2521.5514401 轴3.123.0647.5846.63626.092 轴2.902.84143.53140.66193.243 轴2.702.65311.35305.1282.934 轴2.572.52286.91281.1782.936. 齿轮的设计（一）高

11、速级齿轮传动的设计计算齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮（1）? 齿轮材料及热处理? 材料：高速级小齿轮选用 45 钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数 Z1 =24高速级大齿轮选用45 钢正火，齿面硬度为大齿轮240HBSZ2 =i × Z1 =3.24 × 24=77.76取 Z2 =78. 齿轮精度按 GB/T100951998，选择 7 级，齿根喷丸强化。初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计确定各参数的值 :试选K t =1.6查课本 P215 图 10-30选取区域系数 Z H =2.

12、433由课本 P214 图 10-2610.782 0.82则0.780.821.6由课本 P202 公式 10-13 计算应力值环数N1 =60n1 j Lh =60 × 626.09 × 1×（ 2×8×300×8）=1.4425× 10 9 hN2 = =4.45 × 10 8 h #(3.25为齿数比 , 即 3.25= Z2 )Z1查课本 P203 10-19 图 得： K1 =0.93 K2 =0.96齿轮的疲劳强度极限取失效概率为 1%,安全系数 S=1,应用 P202 公式 10-12 得:H 1=

13、KHN1H lim 1 =0.93 × 550=511.5MPaSH 2=KHN2H lim 2 =0.96 ×450=432 MPaS许用接触应力查课本由 P198 表 10-6 得： Z E =189.8MP a由 P201 表 10-7 得 : d =1T=95.5× 10 5 × P / n =95.5 ×10 5 ×3.19/626.0911=4.86 ×104 N.m3. 设计计算小齿轮的分度圆直径d1t34.86 104=2 1.64.24( 2.433 189.8 ) 249.53mm11.63.25471.

14、75计算圆周速度计算齿宽 b 和模数 mnt计算齿宽 bb=dd1t =49.53mm计算摸数 mn初选螺旋角=14mnt =d1tcos49.53cos142.00mmZ124计算齿宽与高之比bh齿高 h=2.25mnt =2.25 ×2.00=4.50mmb= 49.53=11.01h4.5计算纵向重合度=0.318d1 tan0.3181 24tan14 =1.903计算载荷系数K使用系数 K A =1根据 v 1.62m / s ,7级精度 ,查课本由 P192 表 10-8 得动载系数 KV =1.07,查课本由 P194 表 10-4 得 KH的计算公式 :K H =1.

15、12 0.18(10.6 d2 )d2 +0.23 × 10 3 × b=1.12+0.18(1+0.61) × 1+0.23 ×10 3 ×49.53=1.42查课本由 P195 表 10-13 得 : K查课本由 P193 表 10-3 得 : KF =1.35H=K F =1.2故载荷系数 :KK KK HK H=1 ×1.07 × 1.2 ×1.42=1.82按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径331.82 =51.73 mmK / K td 1 =d1t=49.53 ×1.6计算模数 mnmn

16、=d1 cos51.73cos14Z12.09mm244.齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式32KT1Y cos2YF YS)mn 2(F d Z1 a确定公式内各计算数值小齿轮传递的转矩48.6 kN·m? 确定齿数 z因为是硬齿面，故取z 24， z iz 3.24 × 2477.76传动比误差 ? i uz/ z 78/24 3.25i 0.032 5，允许?计算当量齿数zz /cos24/ cos 3 14 26.27?z z /cos78/ cos 3 14 85.43? 初选齿宽系数? 按对称布置，由表查得1? 初选螺旋角? 初定螺旋角14? 载荷系数 K

17、KKKKK=1×1.07 ×1.2 ×1.35 1.73? 查取齿形系数Y和应力校正系数 Y查课本由 P197 表 10-5 得:齿形系数 Y2.592 Y2.211?应力校正系数 Y 1.596? Y1.774? 重合度系数 Y端面重合度近似为 1.88-3.2×（ 11） cos 1.883.2 ×（ 1/24 1/78 ） ×Z1Z 2cos14 1.655 arctg （tg/cos ） arctg （tg20/cos14 ） 20.6469014.07609因为 /cos，则重合度系数为 Y 0.25+0.75 cos/ 0

18、.673? 螺旋角系数 Y?轴向重合度 49.53 sin14 o 1.825,2.09Y 1 0.78? 计算大小齿轮的YF FSF ?安全系数由表查得S 1.25工作寿命两班制， 8 年，每年工作 300 天小齿轮应力循环次数N160nkt60×271.47 × 1× 8× 300×2×86.255 ×10大齿轮应力循环次数N2N1/u6.255 ×10 /3.24 1.9305 × 10查课本由 P204 表 10-20c 得到弯曲疲劳强度极限 ?小齿轮FF 1500MPa大齿轮 FF 2 380M

19、Pa查课本由 P197 表 10-18 得弯曲疲劳寿命系数 :K FN 1 =0.86KFN 2 =0.93取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 1K FN1FF 10.86 500307.14F=1.4SF 2=KFN2FF 20.93380252.43S1.4大齿轮的数值大 . 选用 .设计计算计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按 GB/T1357-1987 圆整为标准模数 , 取 mn =2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d 1 =51.73 mm 来计算应有的齿数 . 于是由 :51.73co

20、s14z 1=25.097取 z 1 =25那么 z 2 =3.24 × 25=81?几何尺寸计算计算中心距(z1 z2 )mn=(25 81)2=109.25 mma=2cos142 cos将中心距圆整为110 mm按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos( 12 )mnarccos(2581) 22214.01109.25因值改变不多 , 故参数 , k, Z h 等不必修正 .计算大 . 小齿轮的分度圆直径d 1= z1 mn252=51.53 mmcoscos14.01d 2= z2mn812=166.97 mmcoscos14.01计算齿轮宽度B=d1151.53mm51.

21、53mm圆整的B2 50B155（二）低速级齿轮传动的设计计算材料：低速级小齿轮选用45 钢调质，齿面硬度为小齿轮280HBS 取小齿齿数 Z1 =30速级大齿轮选用 45 钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS z2 =2.33 × 30=69.9 圆整取 z 2 =70.齿轮精度按 GB/T100951998，选择 7 级，齿根喷丸强化。 按齿面接触强度设计1. 确定公式内的各计算数值试选 Kt =1.6查课本由 P215 图 10-30选取区域系数 Z H =2.45试选12o , 查课本由 P214 图 10-26 查得1 =0.832 =0.88=0.83+0.88=1.7

22、1应力循环次数N1 =60×n 2 ×j ×L n =60×193.24 ×1×(2 × 8× 300×8)=4.45 × 10 8N2=N14.45 1081.91 × 108i2.33由课本 P203 图 10-19 查得接触疲劳寿命系数K HN 1 =0.94KHN 2 = 0.97查课本由 P207 图 10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限H lim 1大齿轮的接触疲劳强度极限H lim 1600MPa ,550MPa取失效概率为 1%,安全系数 S=1,则接触疲

23、劳许用应力H 1=KHN1H lim 1 = 0.94600564 MPaS1H 2=KHN2H lim 2=0.98 × 550/1=517 MPaS( H lim 1H lim 2 )540.5 MPaH 2查课本由 P198 表 10-6查材料的弹性影响系数 Z E =189.8MPa选取齿宽系数d1T=95.5×10 5 × P2 / n2 =95.5 × 105 ×2.90/193.24=14.33 ×10 4 N.m3u 1Z HZ E32 1.614.33 10 43.332.45 189.8d1t2K t T122u(

24、)11.71()dH 2.33540.5=65.71 mm2. 计算圆周速度d1t n265.71 193.240.665m / s6010006010003.计算齿宽b= d d 1t =1×65.71=65.71 mm4.计算齿宽与齿高之比bh模数md1t cos65.71 cos12nt=2.142mmZ130齿高h=2.25×mnt =2.25 × 2.142=5.4621 mmb h =65.71/5.4621=12.035.计算纵向重合度6.计算载荷系数 KKH =1.12+0.18(1+0.6d2 ) d2 +0.23 ×10 3 

25、5;b=1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23× 10 3 ×65.71=1.4231使用系数 K A =1同高速齿轮的设计 , 查表选取各数值K v =1.04 KF =1.35 K H =KF =1.2故载荷系数K K A K v K HK H =1× 1.04 ×1.2 × 1.4231=1.7767. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径331.776d1 =d1tK K t =65.71 ×72.91mm1.3d1 cos72.91cos12计算模数 mn2.3772mmz1303. 按齿根弯曲强度设计32KT1Y co

26、s2YF YSm2d Z1 F 确定公式内各计算数值（1）? 计算小齿轮传递的转矩 143.3 kN·m （2）? 确定齿数 z因为是硬齿面，故取 z 30，zi×z 2.33 ×3069.9传动比误差 ? iu z / z69.9/30 2.33i 0.032 5，允许（3）? 初选齿宽系数? 按对称布置，由表查得1（4）?初选螺旋角? 初定螺旋角 12（5）?载荷系数 KKK K K K =1×1.04 ×1.2 ×1.35 1.6848（6）?当量齿数 ?z z /cos 30/ cos 3 12 32.056?zz/cos 7

27、0/ cos 3 12 74.797由课本 P197 表 10-5 查得齿形系数 Y和应力修正系数Y（7）? 螺旋角系数 Y?轴向重合度 2.03Y 1 0.797（8）? 计算大小齿轮的YF FSF 查课本由 P204 图 10-20c 得齿轮弯曲疲劳强度极限查课本由 P202 图 10-18 得弯曲疲劳寿命系数KFN 1 =0.90 KFN 2 =0.93 S=1.4K FN1FE 10.90500321.43MPaF 1=1.4SF 2=KFN2FF 20.93380252.43MPaS1.4计算大小齿轮的 YFa FSa , 并加以比较F 大齿轮的数值大 , 选用大齿轮的尺寸设计计算.

28、计算模数对比计算结果， 由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按 GB/T1357-1987 圆整为标准模数 , 取 mn =3mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1 =72.91 mm 来计算应有的齿数.z1= 72.91 cos12=27.77取 z 1 =30mnz 2 =2.33 × 30=69.9取 z 2 =70? 初算主要尺寸计算中心距 a=( z1z2 )mn = (3070) 2 =102.234 mm2 cos2cos12将中心距圆整为 103 mm修正螺旋角=arccos ( 12 )mnar

29、ccos (3070) 213.8622103因值改变不多 , 故参数, k , Zh 等不必修正? 分度圆直径d 1= z1 mn30 2 =61.34 mmcoscos12d 2= z2mn70 2 =143.12 mmcoscos12计算齿轮宽度圆整后取B175mm B2 80mm2.31.6低速级大齿轮如上图：V 带齿轮各设计参数附表1. 各传动比V 带高速级齿轮低速级齿轮2.33.242.33?2.各轴转速n(r/min)(r/min)(r/min)(r/min)626.09193.2482.9382.933. 各轴输入功率 P（kw）（kw）（ kw）P (kw)3.122.902

30、.702.574.各轴输入转矩 T(kN·m)T(kN·m)(kN·m)(kN·m)47.58143.53311.35286.91?5.带轮主要参数小轮直径大轮直径中心距 a（mm）基准长度带的根数 z（ mm）（mm）（ mm）90224471140057. 传动轴承和传动轴的设计1. 传动轴承的设计. 求输出轴上的功率P3 ，转速 n3 ，转矩 T3P3=2.70KWn3 =82.93r/minT3=311.35N m . 求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为d 2 =143.21mm而 F t = 2T32311.354348.16Nd

31、 2143.2110 3Fr = Fttanntan 20 o1630.06 Ncos4348.16cos13.86 oFa = F t tan=4348.16 ×0.246734=1072.84N圆周力 F t ，径向力 F r 及轴向力 F a 的方向如图示 :.初步确定轴的最小直径先按课本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, 根据课本P361表153 取Ao112输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d , 为了使所选的轴与联轴器吻合, 故需同时选取联轴器的型号P343 表141, 选取K a1.5因为计算转矩小于联轴器公称转矩, 所以查机械

32、设计手册 22 112选 取LT7 型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm, 半 联 轴 器 的 孔 径d140mm,故取 d 40mm.半联轴器的长度 L112mm.半联轴器与轴配合的毂孔长度为L184mm.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求, - 轴段右端需要制出一轴肩, 故取 - 的直径 d 47mm ; 左 端用轴 端挡圈 定位 , 按 轴端 直径取 挡圈直径 D50mm 半联 轴器与轴配合的轮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端上, 故-的长度应比 略短一些 , 现取 l 82mm初步选择滚动轴承 . 因轴承同时受有径向力和

33、轴向力的作用, 故选用单列角接触球轴承 . 参照工作要求并根据 d 47mm , 由轴承产品目录中初步选取 0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承 7010C型.DB轴承代号45851958.873.27209AC45851960.570.27209B451002566.080.07309B50801659.270.97010C50801659.270.97010AC50902062.477.77210C2. 从动轴的设计对 于 选 取 的 单 向 角 接 触 球 轴 承 其 尺 寸 为 的 d D B50mm 80mm 16mm , 故d d 50 mm ; 而 l 16mm .右端滚动

34、轴承采用轴肩进行轴向定位. 由手册上查得7010C 型轴承定位轴肩高度h0.07d ,取 h 3.5mm,因此 d 57 mm,取安装齿轮处的轴段 d 58mm ; 齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位. 已知齿轮毂的宽度为 75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮, 此轴段应略短于轮毂宽度 , 故取 l 72mm . 齿轮的左端采用轴肩定位 , 轴肩高 3.5,取 d 65mm . 轴环宽度 b 1.4h , 取 b=8mm.轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定 ) . 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l 30mm ,

35、 故取l 50mm. 取齿轮距箱体内壁之距离 a=16mm , 两圆柱齿轮间的距离 c=20 mm . 考虑到箱体的铸造误差 , 在确定滚动轴承位置时 , 应距箱体内壁一段距离 s, 取 s=8 mm , 已知滚动轴承宽度 T=16mm , 高速齿轮轮毂长 L=50mm, 则至此 , 已初步确定了轴的各端直径和长度.5. 求轴上的载荷首先根据结构图作出轴的计算简图 , 确定顶轴承的支点位置时 , 查机械设计手册 20-149 表 20.6-7.对于 7010C型的角接触球轴承 ,a=16.7mm,因此 , 做为简支梁的轴的支承跨距.传动轴总体设计结构图 :(从动轴 )中间轴 )主动轴 )从动轴

36、的载荷分析图:6. 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据M 12( T3)2=1962552(1 311.35)2ca =W0.12746510.82前已选轴材料为45 钢，调质处理。查表 15-1 得1 =60MPaca 1 此轴合理安全7. 精确校核轴的疲劳强度 .判断危险截面截面 A, , ,B 只受扭矩作用。 所以 A B 无需校核 . 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看, 截面和处过盈配合引起的应力集中最严重 , 从受载来看 , 截面 C 上的应力最大 . 截面的应力集中的影响和截面的相近 , 但是截面不受扭矩作用 , 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

37、, 但是应力集中不大 , 而且这里的直径最大 , 故 C截面也不必做强度校核 , 截面和显然更加不必要做强度校核 . 由第 3 章的附录可知 , 键槽的应力集中较系数比过盈配合的小， 因而, 该轴只需胶合截面左右两侧需验证即可 . 截面左侧。抗弯系数W=0.1d 3 = 0.1503 =12500抗扭系数wT =0.2 d3 =0.2503 =25000截面的右侧的弯矩 M为 MM 160.816144609N mm60.8截面上的扭矩 T3 为 T3 =311.35 N m截面上的弯曲应力截面上的扭转应力T=T3= 31135012.45MPaWT25000轴的材料为 45 钢。调质处理。由

38、课本 P355 表 15-1 查得：因 r2.00.04D58 1.16d50d50经插入后得2.0T =1.31轴性系数为q0.82q =0.85K=1+ q(1) =1.82K =1+ q （T -1 ） =1.26所以0.670.82综合系数为：K=2.8K =1.62碳钢的特性系数0.1 0.2取 0.10.05 0.1取 0.05安全系数 ScaS =125.13Kaa mS113.71k atmS S10.5S=1.5所以它是安全的ScaS2S2截面右侧抗弯系数W=0.1d 3 =0.1503 =12500抗扭系数wT =0.2 d3 =0.2503 =25000截面左侧的弯矩 M

39、为 M=133560截面上的扭矩 T3 为T3 =295截面上的弯曲应力bM13356010.68W12500截面上的扭转应力T=T3= 29493011.80K= K11 2.8WT25000K111.62K =所以0.670.820.92综合系数为：K =2.8K=1.62碳钢的特性系数0.1 0.2取 0.10.05 0.1取 0.05安全系数 ScaS =125.13KaamS113.71kat mScaS S10.5 S=1.5所以它是安全的S2S28. 键的设计和计算选择键联接的类型和尺寸一般 8 级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.根据 d 2 =55d3 =65查表 6-1 取：键宽 b 2=16h2 =10L2=36b3=20h3 =12L3 =50校和键联接的强度查表 6-2 得pa=110MP工作长度 l 2L2b236-16=20l 3L3b350-20=30键与轮毂键槽的接触高度K 2 =0.5 h 2 =5K3 =0.5 h 3 =6由式（ 6-1 ）得：2T21032143.531000 p p 2K 2l 2 d25 2052.20552T31032311.351000 p p3K 3l 3d 36 3053.2265两者都合适取键标记为：键 2：16×36 A GB/T1096-1979键 3：20