机械课程设计设计说明书

机械设计课程设计任务书设计题目运输原料的带式运输机用的圆柱齿轮减速器。设计内容：根据给定的工况参数，选择适宜的电动机、选用联轴器、设计V带传动、设计两级齿轮减速器（全部的轴、齿轮、轴承、减速箱体、箱盖以及其它附件）和与输送带连接的联轴器。传动简图原始数据运输带拉力 F=5300 （N）运输带速度 V= 1.20 （m/s）滚筒直径 D= 600 （mm）滚筒及运输带效率=0.94。工作时，载荷有轻微冲击。事内工作，水分和颗粒为正常状态，产品生产批量为成批生产，允许总速比误差<4%，规定齿轮使用寿命为，二班工作制，轴承使用寿命不不大于15000小时，试设计齿轮减速器（两级）。设计工作量及规定每个同窗独立运用计算机绘制（使用autoCAD绘制）完毕总装图一张（一号图纸），高速轴、低速大齿轮和箱盖零件图各一张（二号或三号图纸）、设计计算阐明书一份。设计内容涉及电机和联轴器选用，轴承选用与校核，V带、齿轮、轴、齿轮箱设计（涉及V带、轴、齿轮的校核）。具体内容参见机械设计课程设计一书[1]。参数请参考下列文献：朱文坚、黄平：机械设计课程设计，广州：华南理工大学出版社机械零件设计手册，北京：冶金工业出版社机械零件设计手册，北京：化学工业出版社课程设计（论文）评语：课程设计（论文）总评成绩：课程设计（论文）答辩负责人签字：年月日目录一.传动方案拟定…………5二.电动机的选择…………5三.计算总传动比及分派各级的传动比…6四.运动参数及动力参数计算……………6五.传动零件的设计计算…………………7六.轴的设计计算…………14七.滚动轴承的选择及校核计算…………21八.键联接的选择及计算…………………22九.课程设计小结…………23十.参考文献………………24计算过程及计算阐明传动方案拟定设计传动图如上图所示第77组：运输原料的带式运输机用的圆柱齿轮减速器工作条件：使用年限，工作为二班工作制，载荷有轻微冲击，事内工作，水分和颗粒为正常状态，产品生产批量为成批生产，允许总速比误差<4%。轴承使用寿命不不大于15000小时。滚筒及运输带效率=0.94。原始数据：运输带拉力F=5300N；带速V=1.20m/s；滚筒直径D=600mm。二、电动机选择1、电动机类型的选择：Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：（1）传动装置的总效率：连轴器为弹性连轴器,I、II、III轴的轴承为圆锥滚子轴承,IV轴的轴承为深沟球轴承，齿轮为精度等级为7的闭式圆柱齿轮,带传动为V带传动.根据<机械设计课程设计>表2-3则有:η总=η带×η3滚子轴承×η2齿轮×η联轴器×η球轴承×η滚筒=0.96×0.983×0.982×0.99×0.99×0.94=0.799(2)电机所需的工作功率：取k=1.3P工作=kFV/1000η总=1.3x5300×1.20/1000×0.799=10.35KW查表16-1，16-2选用Y系列三相异步电动机Ped=11KW（3）拟定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=60×1000V/πD=60×1000×1.20/π×600=38.20r/min按<机械设计课程设计>表2-4推荐的传动比合理范畴，取圆柱齿轮传动高速级为斜齿，传动比范畴I’1=3~6，低速级为斜齿，取I’2=3～6。取V带传动比I’3=2~4，则总传动比范畴为I’a=18~144。故电动机转速的可选范畴为nd=（18~96）×38.20=687.546~5500.36r/min符合这一范畴的同时转速有750r/min、1000r/min、1500r/min和3000r/min。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选n=1000r/min

。（4）拟定电动机型号根据以上条件选电动机类型，所需的额定功率及同时转速，由表16-1选定电动机型号为Y160L-6。其重要性能：额定功率：11KW，满载转速970r/min，额定转矩2.0。三、计算总传动比及分派各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=960/38.20=25.392、分派各级传动比取V带传动比i带=2.50,根据表2-4(一下无特殊阐明则表格皆为<机械设计课程设计>一书表格)两级圆柱齿轮减速器的高速级传动比与低速级传动比∴i1=3.55i2=2.86四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）(0轴为电动机轴)n0=n电机=970r/minn=2\*ROMANI=n0/i带=970/2.50=388.00(r/min)n=3\*ROMANII=n=2\*ROMANI/i齿轮1=388.00/3.55=109.30(r/min)nIII=n=3\*ROMANII/i齿轮2=109.30/2.86=38.22(r/min)计算各轴的功率（KW）P0=Pd=10.35KWP=2\*ROMANI=P0×η带=10.35×0.96=9.94KWP=3\*ROMANII=P=2\*ROMANI×η轴承×η齿轮=9.94×0.98×0.98=9.55KWP=3\*ROMANIII=P=2\*ROMANII×η轴承×η齿轮=9.55×0.98×0.98=9.17KW计算各轴扭矩（N·mm）T0=9.55×106P0/n0=9.55×106×10.35/970=101.90N·mT=2\*ROMANI=9.55×106P=2\*ROMANI/n=2\*ROMANI=9.55×106×9.94/388.00=244.66N·mT=3\*ROMANII=9.55×106P=3\*ROMANII/n=3\*ROMANII=9.55×106×9.55/109.30=834.42N·mTIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×9.17/38.22=2291.30N·m运动和动力参数的计算数值能够整顿列表备查：电动机输出I轴II轴III轴N（r/min）970388.00109.3038.22P（kW）10.359.949.559.17T（Nm）101.90N244.66834.422291.30五、传动零件的设计计算皮带轮传动的设计计算拟定计算功率Pca由课本附表11.6得：kA=1.2Pca=KAP=1\*ROMANI=1.2×11=13.2KW选择普通V带截型根据Pca、nI，由教材的附图11.1拟定选用B型V带。拟定带轮基准直径，并验算带速由教材附表11.4和附表11.7得，选用小带轮基准直径为D1=160mm根据教材式（9.14），计算从动带轮基准直径D2D2=D1i带=160×2.50=400mm验算带速V：V=πD1nI/60×1000=π×160×970/60×1000=8.13m/s<30m带速适宜。拟定带长和中心矩根据0.7(D1+D2)≤a0≤2(D1+D2)0.7(160+400)≤a0≤2×(160+400)因此有：392mm≤a0≤1120mm初步拟定中心矩a0=500由课本式（9.26）得：Ld’=2a0+1.57(D1+D2)+(D2-D1)2/4a0=2×500+1.57(160+400)+(400-160)2/（4×500）=1908.45mm根据课本附表11.3取Ld=mm根据课本式（9.17）计算实际中心矩aa≈a0+(Ld-Ld’)/2=500+(-1908.45)/2=545.8mm(4)验算小带轮包角α1=1800-(D2-D1)/a×600=1800-240/545.8×600=153.620>1200（合用）（5）拟定带的根数由nI=970r/min、D1=160mm、i带=2.50，根据课本附表11.5a和附表11.5b得P0=2.72KW，△P0=0.3KW根据课本附表11.8得Kα=0.925根据课本附表11.9得KL=0.98由课本式（9.29）得Z=Pca/(P0+△P0)KαKL=4.82取Z=5根。(6)计算预紧力F0由课本附表11.2查得q=0.10kg/m，由式（9.30F0=500（Pca/VZ）（2.5/Kα-1）+qV2=[500×（13.2/（5×8.13））×(2.5/0.925-1)+0.17×8.132]N=287.69N（7）计算作用在轴承的压力Q由课本式（9.31）得Q=2ZF0sin（α1/2）=2×5×287.69xsin（153.62°/2）=2801N2、齿轮传动的设计计算1）高速级斜齿轮传动设计（1）选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数A.大小齿轮都选用硬齿面。由附表6.8选大、小齿轮的材料均为45钢，并经调质后表面淬火，齿面硬度为HRC1=HRC2=45。B.初选7级精度。(GB10095-88)C.选小齿轮齿数z1=22，大齿轮齿数z2=i1z1=3.55x26=78.1，取z2=78。D.初选螺旋角为=150考虑到闭式硬齿轮传动失效可能为点蚀，也可能为疲劳折断，故分别按接触强度和弯曲强度设计，分析对比再拟定方案。(2)按齿面接触疲劳强度设计由d1≥[2kT1（ZHZE）2(1)/（[σH]2）]1/3A.拟定公式内的各计算值①载荷系数K：试选Kt=1.5。②小齿轮传递的转矩T=2\*ROMANI=244660N·mm③齿宽系数：由附表6.4选用=1。④弹性影响系数ZE：由课本附表6.4查得ZE=189.8。⑤节点区域系数ZH：ZH=由得=20.646900=14.076100则ZH=2.425⑥端面重叠度：=30.627250=24.054970代入上式得=1.620⑦接触疲劳强度极限σHlim：由课本附图6.6按硬齿面查得σHlim1=σHlim2=1000MPa⑧应力循环次数N1=60n1jLh=60x388.00x1x(2x8x365x10)=1.360x109N2=N1/i1=1.360x109/3.55=3.831x108⑨接触疲劳寿命系数KHN：由课本附图6.4查得KHN1=0.90，KHN2=0.95。⑩接触疲劳许用应力[σH]通用齿轮和普通工业齿轮，按普通可靠度规定选用安全系数SH=1.0[σH1]=σHlim1KHN1/SH=1000×0.90/1.0Mpa=900Mpa[σH2]=σHlim2KHN2/SH=1000×0.95/1.0Mpa=950Mpa因（[σH1]+[σH2]）/2=925Mpa<1.23[σH2],故取[σH]=925MpaB.计算(1)试算小齿轮分度圆直径ddt1≥[2kT1（ZHZE）2(1)/（[σH]2）]1/3=[2×1.5×244660×(3.55+1)x0.49762/1/1.620/3.55]1/3=48.677mm(2)计算圆周速度v＝QUOTEπd1n60*1000＝0.989m/s(3)计算齿宽与齿高比b/h：b/h＝＝10.12(4)计算载荷系数K：由v＝0.989m/s，查附图6.1,K=1.07由附表6.2查得=1.2,由附表6.2查得使用系数=1.25参考附表6.3中6级精度公式,预计>1.34=1.51取=1.51由附图6.2查得径向载荷分布系数=1.40载荷系数K=(5)按实际的载荷系数验算分度圆直径=57.11mm模数：mn=cosxd1/Z1=57.11cos15°/22=2.51mm3.按齿根弯曲疲劳强度设计拟定公式中的参数载荷系数KKa=1.2KA=1.25Kv=1.07=1.40K=2.齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据齿数Z1=22,Z2=78由表6-9相得YFa1=2.638YSa1=1.584YFa2=2.207YSa2=1.777计算螺旋角影响系数yβ：轴面重叠度QUOTEεβ＝0.318β＝1.875取QUOTEεβ=1Y＝1－1x15°/120QUOTE°°＝0.8753.许用弯曲应力[σF]根据课本P136（6-53）式：[σF]=σFlimYSTYNT/SF由课本图6-3查得：KNF1=0.85,KNF2=0.87σFlim1=σFlim2=500MPa取SF＝1.44.计算两轮的许用弯曲应力[σF]1=σFlim1YSTYNT1/SF=0.85×500/1.4Mpa=304Mpa[σF]2=σFlim2YSTYNT2/SF=0.87x500/1.4Mpa=311Mpa5.拟定YSTYNT/[σF]：YST1YNT1/[σF1]＝0.01375；YST2YNT2/[σF2]＝0.01261；取大值。(2)计算齿轮模数：=1.989比较两种强度校核成果，拟定模数为mn＝34.几何尺寸计算计算齿轮传动的中心矩aa=mn(Z1+Z2)/2cosQUOTEβ=3*(22+78)/（2xcos15QUOTE°°）=155.3mm取a＝155mm修正螺旋角：QUOTEβ＝arccos[mn*(z1+z2)/2*a]=14.592550°°计算齿轮分度圆直径：d1＝mn*Z1/cosQUOTEβ＝68.20mmd2＝mn*Z2/cosQUOTEβ＝241.73mm计算齿轮齿宽：b1＝QUOTE∅d1＝68.20mm调节后取B2＝69mm，B1＝74mm2）低速级斜齿轮传动设计（1）选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数A.大小齿轮都选用硬齿面。由附表6.8选大、小齿轮的材料均为45钢，并经调质后表面淬火，齿面硬度为HRC1=HRC2=45。B.初选7级精度。(GB10095-88)C.选小齿轮齿数z1=29，大齿轮齿数z2=i1z1=2.86x29=82.9，取z2=83。D.初选螺旋角为=150考虑到闭式硬齿轮传动失效可能为点蚀，也可能为疲劳折断，故分别按接触强度和弯曲强度设计，分析对比再拟定方案。(2)按齿面接触疲劳强度设计由d1≥[2kT1（ZHZE）2(1)/（[σH]2）]1/3A.拟定公式内的各计算值①载荷系数K：试选Kt=1.5。②小齿轮传递的转矩T=2\*ROMANII=834420N·mm③齿宽系数：由附表6.4选用=1。④弹性影响系数ZE：由课本附表6.4查得ZE=189.8。⑤节点区域系数ZH：ZH=由得=20.646900=14.076100则ZH=2.425⑥端面重叠度：=28.678350=23.867130代入上式得=1.653⑦接触疲劳强度极限σHlim：由课本附图6.6按硬齿面查得σHlim1=σHlim2=1000MPa⑧应力循环次数N1=60n1jLh=60x109.30x1x(2x8x365x10)=3.830x108N2=N1/i1=3.830x108/2.86=1.339x108⑨接触疲劳寿命系数KHN：由课本附图6.4查得KHN1=0.96，KHN2=0.98。⑩接触疲劳许用应力[σH]通用齿轮和普通工业齿轮，按普通可靠度规定选用安全系数SH=1.0[σH1]=σHlim1KHN1/SH=1000×0.96/1.0Mpa=960Mpa[σH2]=σHlim2KHN2/SH=1000×0.98/1.0Mpa=980Mpa因（[σH1]+[σH2]）/2=970Mpa<1.23[σH2],故取[σH]=970MpaB.计算(1)试算小齿轮分度圆直径ddt1≥[2kT1（ZHZE）2(1)/（[σH]2）]1/3=[2×1.5×834420×(2.86+1)x0.47452/1/1.653/2.86]1/3=77.204mm(2)计算圆周速度v＝QUOTEπd1n60*1000＝0.442m/s(3)计算齿宽与齿高比b/h：b/h＝＝13.34(4)计算载荷系数K：由v＝0.442m/s，查附图6.1,K=1.02由附表6.2查得=1.2,由附表6.2查得使用系数=1.25参考附表6.3中6级精度公式,预计>1.34=1.51取=1.51由附图6.2查得径向载荷分布系数=1.37载荷系数K=(5)按实际的载荷系数验算分度圆直径=89.14mm模数：mn=cosxd1/Z1=89.14cos15°/29=2.97mm3.按齿根弯曲疲劳强度设计拟定公式中的参数载荷系数KKa=1.2KA=1.25Kv=1.02=1.37K=2.齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据齿数Z1=22,Z2=78由表6-9相得YFa1=2.489YSa1=1.636YFa2=2.196YSa2=1.782计算螺旋角影响系数yβ：轴面重叠度QUOTEεβ＝0.318β＝2.471取QUOTEεβ=1Y＝1－1x15°/120QUOTE°°＝0.8753.许用弯曲应力[σF]根据课本P136（6-53）式：[σF]=σFlimYSTYNT/SF由课本图6-3查得：KNF1=0.87,KNF2=0.90σFlim1=σFlim2=500MPa取SF＝1.44.计算两轮的许用弯曲应力[σF]1=σFlim1YSTYNT1/SF=0.87×500/1.4Mpa=311Mpa[σF]2=σFlim2YSTYNT2/SF=0.90x500/1.4Mpa=321Mpa5.拟定YSTYNT/[σF]：YST1YNT1/[σF1]＝0.01309；YST2YNT2/[σF2]＝0.01219；取大值。(2)计算齿轮模数：=2.996比较两种强度校核成果，拟定模数为mn＝34.几何尺寸计算计算齿轮传动的中心矩aa=mn(Z1+Z2)/2cosQUOTEβ=3*(29+83)/（2xcos15QUOTE°°）=173.9mm取a＝173mm修正螺旋角：QUOTEβ＝arccos[mn*(z1+z2)/2*a]=13.808647°°计算齿轮分度圆直径：d1＝mn*Z1/cosQUOTEβ＝89.59mmd2＝mn*Z2/cosQUOTEβ＝256.41mm计算齿轮齿宽：b1＝QUOTE∅d1＝89.59mm调节后取B2＝89mm，B1＝94mm轴的设计计算输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45号钢，调质，硬度HBS230根据课本P235（10-2）式，并查表10-2，取A0=110d≥110(9.94/388)1/3mm=32.432、轴的构造设计（1）轴上零件的定位，固定和装配考虑带轮的构造规定及轴的刚度,取装带轮处轴径=40mm,按轴的构造规定,取轴承处轴径d=50mm（2）拟定轴各段直径和长度初选圆锥滚子轴承30210,T=21.75mm,A=20mm整个轴的设计构造尺寸简图见下图:按弯矩合成应力校核轴的强度1.绘出轴的计算简图2.计算作用在轴上的力小齿轮受力分析圆周力Ft1＝2*T1d1＝7175 径向力Fr1＝Ft1*tan⁡（an）轴向力Fa1＝Ft1tanQUOTEβ=938.66N=1868N带传动作用在轴上的压力为Q＝2801N 计算支反力：水平面RBH＝=1921NQUOTEFt1*71199+71=913.05N RAH=Ft1-RAH=5254N垂直面 由于MBRBV-RBV=4909N 由于F=0，RBV=-RAV+Q+Fr1=591N4.作弯矩图水平面弯矩： MCH=-308.673N.m垂直面弯矩： MBV=365.731N.m MCV1=-34.721N.m MCV2=28.978N.m合成弯矩： MB=365.731N.mMC1=MCH2+MCV12 MC2=MCH2+MCV225.扭矩计算： T=244.660N.m6.当扭转剪切应力为脉动循环变应力时，取系数α＝0.6计算弯矩为：MCAD=MD2+(αT)2MCAB=MA2+(αT)2MCAC1=MC12+(αT)2MCAC2=MC22+(αT)27.按弯矩合成应力校核轴的强度由于轴材料选择45号钢，调质解决，查表得σB=650MPa,σ-1=60MPa由计算弯矩图可见,c1剖面的计算弯矩最大,该处的计算应力为:σcaB=McaD/0.1dD3QUOTEMCAAW=22.9<σ-1,故安全。D剖面的轴径最小,该处得计算应力为:QUOTEσcaDσcaD=McaB/0.1dD3=31.5MPa<σ-1,故安全。中间轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度230HBS根据课本P235（10-2）式，并查表10-2，取c=110d≥48.73mm2、轴的构造设计（1）轴上零件的定位，固定和装配按轴的构造规定,取轴承处轴径d=55mm,轴承处为最小直径处.用键连接高速轴大齿轮.（2）拟定轴各段直径和长度初选圆锥滚子轴承30211,T=22.75mm,a=21mm整个轴的设计构造尺寸简图见下图:按弯矩合成应力校核轴的强度1.绘出轴的计算简图2.计算作用在轴上的力齿轮的受力分析圆周力径向力Frc＝Ft1*tan⁡（计算支反力水平面内:得垂直面内5.作弯矩图水平面内垂直面合成弯矩:6.作转矩图7.作计算弯矩图当扭转剪应力为脉动循环变应力时,取系数=0.6660101N.mm777426N.mm1139802N.mm111230N.mm353856N.mm8.按弯矩合成力校核轴强度轴的材料为45钢,调质,查表得拉伸强度极限,对称循环变应力时的许用应力[]b=60MPa由计算弯矩可见,C剖面的计算弯矩最大,该处的计算应力为:<[]b安全<[]b安全低速轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度230HBS根据课本P235（10-2）式，并查表10-2，取c=110d≥68.35mm2、轴的构造设计（1）轴上零件的定位，固定和装配按轴的构造规定,取轴承处轴径d=70mm,轴承处为最小直径处.用键连接高速轴大齿轮.（2）拟定轴各段直径和长度初选圆锥滚子轴承33015,d=75mm,T=31mm，a=22.5整个轴的设计构造尺寸简图见下图:按弯矩合成应力校核轴的强度1.绘出轴的计算简图2.计算作用在轴上的力齿轮的受力分析圆周力径向力轴向力Fa=4578N计算支反力水平面内:得垂直面内5.作弯矩图水平面内垂直面合成弯矩:6.作转矩图7.作计算弯矩图当扭转剪应力为脉动循环变应力时,取系数=0.61665313N.mm1859551N.mm8.按弯矩合成力校核轴强度轴的材料为45钢,调质,查表得拉伸强度极限,对称循环变应力时的许用应力[]b=60MPa由计算弯矩可见,C剖面的计算弯矩最大,该处的计算应力为:<[]b安全.<[]b安全七、滚动轴承的选择及校核计算高速轴：选用型号为30210的圆锥滚子轴承，其基本参数以下：轴承型号dDTaCr30210509021.752072.2对于左轴承，P1＝3132.85N;对于右轴承，P2=3470.48N。Lh＝＝325000h>15000h，故合格中间轴：选用型号为30211的圆锥滚子轴承，其基本参数以下：轴承型号dDTaCr302115510022.752186.5对于左轴承，P1＝8600N;对于右轴承，P2=5890N。Lh＝＝31344h>15000h，故合格低速轴：选用型号为33015圆锥滚子轴承，其基本参数以下：轴承型号dDTaCr6214751303122.5137对于左轴承，P1＝6231N;对于右轴承，P2=6271N。Lh＝＝695050h>15000h，故合格八.键校核高速轴：带轮处选用A型键，参数以下：键型号bhLC8*63GB/T1096-1979128100 [σ]p=50~60,键的工作长度l＝L-b＝88mm；k＝h/2＝4mm σp＝34.75MPa<[σ]p,安全。中间轴：选用A型键，参数以下：键型号bhL16*53GB/T1096-1979181156 采用双键[σ]p=100~120,键的工作长度l＝L-b＝38mm；k＝h/2＝5.5mm σp＝88.72MPa<[QUOTEσ]p,安全。低速轴：齿轮处选用A型键，参数以下：键型号bhL22*87GB/T1096-1979221480 [QUOTEσ]p=100~130,键的工作长度l＝L-b＝58mm；k＝h/2＝7mm,采用双键,则有 σp＝88.53MPa<[QUOTEσ]p,安全。联轴器选用A型键，参数以下：键型号bhL20*100GB/T1096-19792012100 采用双键[σ]p=100~130,键的工作长度l＝L-b＝80mm；k＝h/2＝6mm σp＝77.94MPa<[σ]p,安全。九.联轴器的选定联轴器的计算转矩： Tca＝KAT＝2891Nm故选用ZL5弹性柱销齿式联轴器，其参数以下：联轴器型号dL[n][T]ZL57510740004000十.减速器的润滑 v1=0.989m/s; v2=0.442m/s由于v

<12m/s,因此齿轮采用油润滑，选用L-AN68全损耗系统用油（GB443-1989），大齿轮浸入油中的深度约为1~2个齿高，且不少于10mm 对于轴承，由于v1<2m/s，故能够用脂润滑.由表14.2选用钙基润滑脂L-XAAMHA2(GB491--1987),只需填充轴承空间的1/3~1/2,并在轴承内侧设档油环,使油池中的油不能进入轴承以致稀释润滑脂.F=5300NV=1.20m/sD=600mmη总=0.799P工作=10.35KWPed=11KW电动机同时转速：n=1000r/min电动机型号Y160L-6Ped=11KWnd=970r/mini总=25.39V带传动比：i带=2.50i1=3.55i2=2.86n0=970r/minn=2\*ROMANI=388.00r/minn=3\*ROMANII=109.30r/minnIII=38.22(r/min)P0=10.35KWP=2\*ROMANI=9.94KWP=3\*ROMANII=9.55KWPIII=9.17KWT0=101.90N·mT=1\*ROMANI=244.66N·mT=2\*ROMANII=834.42N·mT=3\*ROMANIII=2291.30N·m小带轮基准直径为D1=160mm从动带轮基准直径D2D2=400m