二级减速器课程设计

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目： 设计带式输送机中的传动装置 专业年级： 学 号： 学生姓名： 指导教师： 机械设计课程设计任务书学生姓名： 学号： 专业：任务起止时间：2017年12月 18 日至 2018年1 月5日设计题目：设计带式输送机中的传动装置传动方案如图1所示：1轴图1 带式输送机减速装置方案二、原始数据滚筒直径d /mm800传送带运行速度v /(m/s)1.8运输带上牵引力F /N2200每日工作时数T /h24传动工作年限5单向连续平稳转动，常温空载启动。三、设计任务：1.减速器装配图1张（A0图纸）2.低速轴零件图1张（A3图纸）3.低速轴齿轮零件图1张（A3图纸）4

2、.设计说明书1份在三周内完成并通过答辩参考资料：机械设计 机械设计基础 课程设计指导书 机械设计手册 工程力学 机械制图指导教师签字：2017年 12月 17 日目录一、电机的选择1二、传动装置的运动和动力参数计算2三、V带传动设计4四、设计减速器内传动零件（直齿圆柱齿轮）6五、轴的结构设计计算18六、轴的强度校核24七、校核轴承寿命33八、键连接的选择和计算34九、箱体的设计35十、心得体会36一、电机的选择1.1 选择电机的类型和结构形式：依工作条件的要求，选择三相异步电机：封闭式结构U=380 VY型1.2 电机容量的选择工作机所需的功率PW=Fv /1000= 3.96 kWV带效率h

3、1： 0.96 滚动轴承效率（一对）h2： 0.99 闭式齿轮传动效率（一对）h3: 0.97 联轴器效率h4： 0.99 工作机（滚筒）效率h5(hw)： 0.96 传输总效率h= h1h24h32 h4 h5 = 0.825 则，电动机所需的输出功率Pd=Pw/h= 4.8 kW1.3 电机转速确定卷筒轴的工作转速= 42.97 r/minV带传动比的合理范围为24，两级圆柱齿轮减速器传动比的合理范围为840，则总传动比的合理范围为=16160，故电动机转速的可选范围为：= 688 6875 r/min 在此范围的电机的同步转速有： 750 1000 1500 3000 r/min依课程设

4、计指导书表18-1：Y系列三相异步电机技术参数（JB/T9616-1999）选择电动机型 号： Y132S-4 额定功率Ped： 5.5kw 同步转速n： 1500 满载转速nm： 1440 二、传动装置的运动和动力参数计算总传动比： 33.51 2.1 分配传动比及计算各轴转速取V带传动的传动比i0= 4 则减速器传动比i=i/i0= 8.38 取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比 3.43 则低速级传动比 8.38 2.2 传动装置的运动和动力参数计算0轴（电动机轴） 4.8 kW 1440 r/min 31.83 Nm1轴（高速轴） 4.608 kW 360 r/min 122.24 Nm

5、2轴（中间轴） 4.43 kW 104.96 r/min 403.07 Nm3轴（低速轴） 4.25 kW 43.02 r/min 943.46 Nm4轴（滚筒轴） 4.17 kW 43.02 r/min 925.70 Nm以上功率和转矩为各轴的输入值，13轴的输出功率或输出转矩为各自输入值与轴承效率的乘积。各轴运动和动力参数如下表：表2-1 各轴运动和动力参数轴名功率P/kW转矩T/Nm转速n/(r/min)传动比i效率h输入输出输入输出0轴4.831.831440111轴4.6084.562122.2412136040.962轴4.434.39403.07398.97104.963.430

6、.963轴4.254.21943.4693443.022.440.964轴4.174.13925.70916.443.0210.98三、V带传动设计3.1 确定计算功率根据已知条件结合教材 机械设计 由表 8-8 得到工作情况系数KA= 1.3 ，故Pca=KAPd= 6.24 kW。3.2 选择普通V带型号已知Pca，nm，结合教材 机械设计 由图 8-11 确定所使用的V带为 A 型。3.3 确定带轮基准直径并验算带速(1) 结合教材 机械设计 由表 8-9 ，初选小带轮直径dd1= 100 mm。(2) 验算带速： 7.54 m/s，满足5m/sv120合格。3.6 计算V带根数Z由nm

7、，dd1结合教材 机械设计 查表 8-4 得P0= 1.32 kW。由nm，i0， A 型带，查表 8-5 得DP0= 0.17 kW。已知a1查表 8-6 得Ka= 0.93 ，已知Ld查表 8-2得KL= 1.09 则V带根数 4.03 ，取z= 4 。3.7 计算压轴力 由教材 机械设计 表 8-3 ，可知 A 型带单位长度质量q= 0.105 kg/m。单根V带的初拉力最小值：= 180.61 N。压轴力的最小值：= 1417.31 N。四、设计减速器内传动零件（直齿圆柱齿轮）4.1 高速级齿轮传动设计4.1.1选定齿轮类型、等级精度、材料及齿数1.按照图1中所示的传动方案，选用直齿圆

8、柱齿轮传动，压力角取为20。2.带式输送机为一般工作机器，参考表10-6，选7级精度。3.材料选择：由表10-1，选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS。4.选小齿轮齿数z1=34，大齿轮齿数z2=i1z1=3.3234=116.62，取z2=117。4.1.2按齿面接触疲劳强度设计1.由式（10-11）计算小齿轮分度圆直径，即（1）确定公式中的各参数值1）试选KHt=1.3。2）计算小齿轮传递的转矩。3）由表10-7选取齿宽系数。4）由图10-20查得区域系数ZH=2.5。5）由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8

9、MPa1/2。6）由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数。7）计算接触疲劳许用应力。由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为=600MPa、=550MPa。由式（10-15）计算应力循环次数：由图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN1=1.02，KHN2=1.1。取失效概率为1%、安全系数S=1，由式（10-14）得取和中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即（2）试算小齿轮分度圆直径=57.19mm2.调整小齿轮分度圆直径（1）计算实际载荷系数前的数据准备。1）圆周速度v。2）齿宽b。（2）计算实际载荷系数KH。1）由表10-2查得使用系数KA=1.00。2）根据v=1

10、.08m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.04。3）齿轮的圆周力。查表10-3得齿间载荷分配系数=1.2。4）由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数=1.421。由此，得到实际载荷系数（3）由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径及相应的齿轮模数4.1.3按齿根弯曲疲劳强度设计1.由式（10-7）试算模数，即（1）确定公式中的各参数值1）试选KFt=1.3。2）由式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合系数。3）计算。由图10-17查得齿形系数YFa1=2.16，YFa2=2.05。由图10-18查得应力修正系数Ysa1=1.

11、46，Ysa2=1.68。由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳强度极限分别为=500MPa、=380MPa。由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.92，KFN2=0.98。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-14）得因为大齿轮的大于小齿轮，所以取（2）试算模数 =1.411mm2.调整齿轮模数（1）计算实际载荷系数前的数据准备。1）圆周速度v。2)齿宽b。3)宽高比b/h。b/h=47.974/3.174=15.11（2）计算实际载荷系数KF。1)根据v=0.904m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.03。2)由，查表10-3得齿间载荷分配系数=1.

12、0。3)由表10-4用插值法查得=1.419，结合b/h=15.11查图10-13，得=1.3。则载荷系数为(3)由式(10-13)，可得按实际载荷系数算得的齿轮模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数1.425mm并就近圆整为标准值m=2mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=63.39mm，算出小齿轮齿数z1=d1/m=63.39/2=31.695。取z1=32，则大齿轮齿数，取z2=109，z1与z2互为

13、质数。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.1.4几何尺寸计算1.计算分度圆直径2.计算中心距3.计算齿轮宽度考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加宽(510)mm，即取b1=70mm，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即b2=b=64mm。4.1.5圆整中心距后的强度校核1.齿面接触疲劳强度校核按前述类似做法，先计算式（10-10）中的各参数。KH=1.77， ，d1=64mm，i1=3.43，ZH=2.5，ZE=189.8MPa1/2，。将它们代入式（10-10），得到齿面接触疲劳强度满足要求。

14、2.齿根弯曲疲劳强度校核按前述类似做法，先计算式（10-6）中的各参数。KF=1.339, ，YFa1=2.16，YSa1=1.46，YFa2=2.05，YSa2=1.76，m=2mm，z1=32。将它们代入式（10-6），得到齿根弯曲疲劳强度满足要求。4.1.7主要设计结论齿数z1=32、z2=1079，模数m=2mm，压力角=20，中心距a=141mm，齿宽b1=70mm、b2=64mm。小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。4.2 低速级齿轮传动设计4.2.1选定齿轮类型、等级精度、材料及齿数1.按图1所示传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动， 压力角取为2

15、0。2.带式输送机为一般工作机器，参考表10-6，选7级精度。3.材料选择：由表10-1，选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS。4.选小齿轮齿数z1=34，大齿轮齿数z2=i2z1=2.4434=82.96，取z2=83。4.2.2按齿面接触疲劳强度设计1.由式（10-11）试算小齿轮分度圆直径，即（1）确定公式中的各参数值1）试选KHt=1.3。2）计算小齿轮传递的转矩。 3）由表10-7选取齿宽系数。4）由图10-20查得区域系数ZH=2.5。5）由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2。6）由式（1

16、0-9）计算接触疲劳强度用重合度系数。7）计算接触疲劳许用应力。由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为=600MPa、=550MPa。由式（10-15）计算应力循环次数：由图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN1=1.06，KHN2=1.13。取失效概率为1%、安全系数S=1，由式（10-14）得取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即（2）试算小齿轮分度圆直径=87.10mm2.调整小齿轮分度圆直径（1）计算实际载荷系数前的数据准备。1）圆周速度v。2）齿宽b。（2）计算实际载荷系数KH。1）由表10-2查得使用系数KA=1。2）根据v=0.479m/s、7级精度，由

17、图10-8查得动载系数Kv=1.02。3）齿轮的圆周力。查表10-3得齿间载荷分配系数=1.1。4）由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数=1.428。由此，得到实际载荷系数（3）由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径及相应的齿轮模数4.2.3按齿根弯曲疲劳强度设计1.由式（10-7）试算模数，即（1）确定公式中的各参数值1）试选KFt=1.3。2）由式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合系数。3）计算。由图10-17查得齿形系数YFa1=2.46，YFa2=2.26。由图10-18查得应力修正系数Ysa1=1.65，Ysa2=1.78。

18、由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳强度极限分别为=500MPa、=380MPa。由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.92，KFN2=0.88。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-14）得因为大齿轮的大于小齿轮，所以取（2）试算模数 =2.192mm2.调整齿轮模数（1）计算实际载荷系数前的数据准备。1）圆周速度v。2)齿宽b。3)宽高比b/h。b/h=74.528/4.932=15.11（2）计算实际载荷系数KF。1)根据v=0.33m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.02。2)由，查表10-3得齿间载荷分配系数=1.0。3)由表10-4用插值法

19、查得=1.423，结合b/h=15.11查图10-13，得=1.45。则载荷系数为(3)由式(10-13)，可得按实际载荷系数算得的齿轮模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数2.33mm并就近圆整为标准值m=3mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=93.3mm，算出小齿轮齿数z1=d1/m=93.3/3=31.1。取z1=31，则大齿轮齿数，取z2=79，z1与z2互为质数。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿

20、面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.2.4几何尺寸计算1.计算分度圆直径2.计算中心距3.计算齿轮宽度考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加宽(510)mm，即取b1=100mm，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即b2=b=96mm。4.2.5圆整中心距后的强度校核1.齿面接触疲劳强度校核按前述类似做法，先计算式（10-10）中的各参数。KH=1.602， ，d1=96mm，i2=2.44，ZH=2.5，ZE=189.8MPa1/2，。将它们代入式（10-10），得到齿面接触疲劳强度满足要求。2.齿根弯曲疲劳强度校核按前述类似

21、做法，先计算式（10-6）中的各参数。KF=1.566， ，YFa1=2.46，YSa1=1.65，YFa2=2.26，YSa2=1.78，m=2.5mm，z1=32。将它们代入式（10-6），得到齿根弯曲疲劳强度满足要求。4.2.7主要设计结论齿数z1=32、z2=79，模数m=3mm，压力角=20，中心距a=166.5mm，齿宽b1=100mm、b2=96mm。小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。4.3 传动齿轮的主要参数表4-3 传动齿轮的主要参数高速级低速级齿数 z321093279中心距a /mm141166.5模数 m /mm23齿宽b /mm

22、706410096分度圆直径d/mm6421896237齿顶高ha /mm2233齿根高hf /mm2.52.53.753.75齿高h /mm556.756.75齿顶圆直径da /mm68222102243齿根圆直径df /mm7921388.5229.5五、轴的结构设计计算5.1 高速轴的计算（1轴）根据表 15-1 得，高速轴材料为： 45钢 ，热处理方式： 调质 ，许用弯曲应力-1b= 60 MPa。初估轴径初选轴径，根据扭转强度计算初估。由表 15-3 得常数A0= 120 12034.608/360 =28.1 mm考虑到键槽的作用，轴径增加3%为 0.843 mm，圆整后暂取d1=

23、 30 mm。轴的径向尺寸设计根据轴及轴上零部件的固定、定位、安装要求，确定轴的结构如下图：图2 高速轴径向尺寸图表5-1 高速轴径向尺寸确定轴段直径d /mm确定方法说明d1= 30初估轴径并圆整d2= 37d2= d1+（34）C1定位轴间，C1=2.0d3= 40查指导书取标准件轴承根据尺寸要求选取6208轴承d4= 46d4= d3+（34）C1定位轴间，参考轴承安装尺寸d5= 68齿顶圆直径da=68mmd6= 46同d4d7= 40查指导书取标准件轴承根据尺寸要求选取6208轴承轴的轴向尺寸设计 轴的结构图如下（结构草图,标注轴段长度及支撑点距离，表格内用充分的文字说明支撑计算结果

24、）：图3 高速轴轴向尺寸图经验值的计算与选取：轴承端盖至箱外传动件间的距离L= 20mm 箱座壁厚d= 8mm 联接螺栓至外箱壁的距离C1= 20mm ；至凸缘边距离C2= 18mm 轴承座宽度L=C1+C2+d+(510)= 52mm 齿轮至机体内壁的距离D2= 10mm 大齿轮齿轮端面的距离D3= 10mm 轴承内侧至箱体内壁的距离D4= 12mm r（指导书38页图5-12）表5-2 高速轴轴向尺寸确定轴段长度L /mm确定方法说明L1= 46.8L=（1.5 2）d1L2= 49.6L+e+L-B-D4e =1.2d3=9.6mm d3:螺钉直径L3= 20轴承宽B+D6208轴承B=

25、18mm D取2mmL4= 127满足整体尺寸要求L5= 70高速级小齿轮齿厚b1L6= 20满足齿轮端面与箱座内壁距离L7= 18轴承宽B6208轴承B=18mml1= 64齿轮及轴承安装位置确定l2= 169齿轮及轴承安装位置确定l3= 84带轮及轴承安装位置确定5.2 中间轴的计算（2轴）根据表 15-1 得，中间轴材料为： 45钢 ，热处理方式： 调质 ，许用弯曲应力-1b= 60 MPa。初估轴径初选轴径，根据扭转强度计算初估。由表 15-3 得常数A0= 115 11534.43104.96 =40.04 mm轴的径向尺寸设计根据轴及轴上零部件的固定、定位、安装要求，确定轴的结构如

26、下图：图4 中间轴径向尺寸图表5-3 中间轴径向尺寸确定轴段直径d /mm确定方法说明d1= 45参考初估轴径，选取轴承6209轴承内径为45mmd2= 48d2= d1+（13）过渡轴肩d3= 54d3= d2+（34）C1定位轴间，C1=2.0d4= 48同d2d5= 456209轴承内径45mm轴的轴向尺寸设计轴的结构图如下（结构草图,标注轴段长度及支撑点距离，表格内用充分的文字说明支撑计算结果）：图5 中间轴轴向尺寸图经验值的计算与选取：轮毂宽度与轴段长度之差D= 2 （指导书38页图5-10）齿轮至机体内壁的距离D2= 10 大齿轮齿轮端面的距离D3= 10 轴承内侧至箱体内壁的距离

27、D4= 12（指导书38页图5-12）表5-4中间轴轴向尺寸确定轴段长度L /mm确定方法说明L1=42B+D2+D4+2-(b3-b4)/2轴承宽B=19mmL2=98b3-Db3=100mmL3=8D3-(b3-b4)/2轴肩L4=62b2-Db2=64mmL5=42B+D2+D4+(b1-b2)/2齿轮安装位置l1=64.5L1+L2-B/2- b3/2齿轮及轴承安装位置确定l2=90b2/2+D3+ b4/2齿轮相对位置确定l3=82.5D2+D4+B/2+ b3/2齿轮及轴承安装位置确定5.3 低速轴的计算（3轴）根据表 15-1 得，低速轴材料为： 45钢 ，热处理方式： 调质 ，

28、许用弯曲应力-1b= 60 MPa。初估轴径初选轴径，根据扭转强度计算初估。由表 15-3 得常数A0= 110 50.85 mm考虑到键槽的作用，轴径增加3%为 1.5255 mm，圆整后暂取d1= 53 mm。轴的径向尺寸设计根据轴及轴上零部件的固定、定位、安装要求，确定轴的结构如下图：图6 低速轴径向尺寸图表5-5 低速轴径向尺寸确定轴段直径d /mm确定方法说明d1=55参考初估轴径，选取联轴器HL4d2=63d2= d1+（34）C1C1=2.5d3=65选取6213轴承轴承内径=65mmd4=74轴承安装尺寸查表得6213轴承安装尺寸d5=82d5= d6+（34）C1定位轴肩，C

29、1=2.5d6=68d6= d7+（13）过渡轴肩d7=65同d36213轴承表5-6 所选用联轴器的主要参数型号公称转矩Tn /Nm许用转速n /mm轴孔直径d /mm轴孔长度L /mm轴孔长度L1 /mmHL4125028005511284DD1D2bA19516轴的轴向尺寸设计 轴的结构图如下：图7 低速轴轴向尺寸图经验值的计算与选取：轴承端盖至箱外传动件间的距离L= 20mm 箱座壁厚d= 8mm 联接螺栓至外箱壁的距离C1= 20mm ；至凸缘边距离C2= 18mm 轴承座宽度L=C1+C2+d+(510)= 52mm 齿轮至机体内壁的距离D2= 10mm 大齿轮齿轮端面的距离D3=

30、 10mm 轴承内侧至箱体内壁的距离D4= 12mm （指导书38页图5-12）表5-7 低速轴轴向尺寸确定轴段长度L /mm确定方法说明L1=110由联轴器毂长确定,略短选用HL4型联轴器L2=46.6e=1.28L3=38.8B+D4B=23mmL4=70满足整体尺寸要求L5=11.21.4h根据机械设计手册L6=94比齿轮轮毂宽度小12mmL7=49齿轮及轴承安装位置确定l1=113联轴器与轴承相对位置确定l2=156.5齿轮及轴承安装位置确定l3=90齿轮及轴承安装位置确定六、轴的强度校核6.1 高速轴校核轴的受力分析如下图：图8 高速轴受力分析齿轮的受力 3820 N； 1390.4

31、 N水平面内轴承约束力列方程：解得：FNH1=2770.7NFNH2=1049.3N图9 高速轴水平面轴承约束力竖直面内轴承约束力列方程：解得：FNV1=1008.5NFNV2=381.9N图10 高速轴竖直面轴承约束力弯矩图和扭矩图水平面内弯矩图图11 高速轴水平面内弯矩图竖直面内弯矩图图12 高速轴竖直面内弯矩图扭矩图图13 高速轴扭矩图合成弯矩（考虑最不利的情况下）带轮的压轴力FP在支点产生的反力图14 高速轴压轴力作用反力列方程：解得：FNV1=1928.3NFNV2=511N解得：=119056NmmMaFp=解得：MaFp=32702Nmm弯矩图图15 高速轴压轴力产生弯矩合成弯矩

32、 2.21105 Nmm （注意单位换算）按第三强度理论校核 18.6 MPa 满足强度要求。6.2 中间轴校核轴的受力分析如下图：图16 中间轴受力分析齿轮的受力大齿轮 3698 N； 1346 N小齿轮 8397.3 N； 3056.4 N水平面内轴承约束力列方程：解得：FNH1=5320NFNH2=6527.6N图17 中间轴水平面轴承约束力竖直面内轴承约束力列方程：解得：FNV1=173.6NFNV2=1626.9N图18 中间轴竖直面轴承约束力弯矩图和扭矩图水平面内弯矩图解得：MaH1=3.54105NmmMaH2=5.39105Nmm图19 中间轴水平面内弯矩图竖直面内弯矩图解得：

33、MaV1=1.115104NmmMaV2=1.34105Nmm图20 中间轴竖直面内弯矩图扭矩图图21 中间轴扭矩图最危险截面的合成弯矩 555407 Nmm （注意单位换算）按第三强度理论校核 54.8 MPa 满足强度要求。6.3 低速轴校核轴的受力分析如下图：图22 低速轴受力分析齿轮的受力 7962 N； 2898 N水平面内轴承约束力列方程：解得：FNH1=2907NFNH2=5055N图23 低速轴水平面轴承约束力竖直面内轴承约束力列方程：解得：FNV1=1058.1NFNV2=1840N图24 低速轴竖直面轴承约束力弯矩图和扭矩图水平面内弯矩图解得：MaH=4.55105Nmm图25 低速轴水平面内弯矩图竖直面内弯矩图解得：MaV=1.66105Nmm图26 低速轴竖直面内弯矩图扭矩图图27 低速轴竖直面内弯矩图最危险截面的合成弯矩 4.84105 Nmm （注意单位换算）按第三强度理论校核 1