机械设计课程设计一级减速器设计说明书

设计题目：带式输送机传动装置设计

学生姓名：学 号：班 级：院 系：专 业：指导教师：完成日期：湖

09430421155266 材型0903 机械工程

材料成型与控制工程 何雅槐

2011年4月 11日

涉 外 经 济 学 院

南

课程设计的内容

设计题目：带式输送机传动装置设计

一、传动方案简图

二、已知条件：

1、带式输送机的有关原始数据：

减速器齿轮类型： 直齿圆柱齿轮 ； 输送带工作拉力：F= 2.2 kN； 输送带工作速度：V= 1.6 m/s； 滚筒直径：D= 450 mm.

2、滚筒效率：η=0.96（包括滚筒与轴承的效率损失）； 3、工作情况：使用期限12年，两班制（每年按300天计算），单向运转，转速误差不得超过±5%，载荷有轻微振动；

4、工作环境：运送砂、石等，室内常温，灰尘较大；

5、检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修； 6、制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产； 7、动力来源：电力，三相交流，电压380／220V。

三、设计任务：

1、传动方案的分析和拟定 2、设计计算内容

1) 运动参数的计算，电动机的选择； 2) V带传动的设计计算； 3) 齿轮传动的设计计算； 4) 轴的设计与强度计算； 5) 滚动轴承的选择与校核； 6) 键的选择与强度校核； 7) 联轴器的选择。 3、设计绘图：

1）减速器装配图一张（A0或A1图纸）；

2）零件工作图2张（低速级齿轮、低速轴，A2或A3图纸）； 3）设计计算说明书1份（>6000字）； 4）减速器三维爆炸图（此项选做）。

注：提交CAD图的同学在提交图纸和说明书打印稿的同时必需提交相应电子版文件、手工绘制

的装配图草图和手写计算说明书草稿。

四、主要参考书目

[1]李育锡.机械设计课程设计[M].北京：高等教育出版社，2008. [2]濮良贵.机械设计（第八版）[M].北京：高等教育出版社，2006. [3]成大仙.机械设计手册（第5版）[M].北京：化学工业出版社，2007.

目 录

机械设计基础课程设计任务书………………………………. 一、传动方案的拟定及说明…………………………………. 二、电动机的选择……………………………………………. 三、V带的设计计算……………………………………….. 四、轴的设计及校核计算……………………………………………. 五、滚动轴承的选择及计算…………………………………. 六、键联接的选择及校核计算………………………………. 七、高速轴的疲劳强度校核……………………………….…. 八、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择….......... 九、润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择……………….

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设计计算及说明 设计任务书 一、传动方案的拟定及说明 结 果 传动方案给定为一级减速器（包含带轮减速和一级圆柱齿轮传动 减速），说明如下： 为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和 拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速nW，即 nW601000v6010001.667.9rmin D450 nW67.9rmin 二、电动机选择 1．电动机类型和结构型式 按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y系列三项异步电动机。 它为卧式封闭结构 2．电动机容量 2.21.61) 工作机所需功率P3.67kW Ww0.9622)传动装置的总效率 1234 Fv PW3.67kW 式中，12...为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由参考书表3-1查得： V带传动1=0.96；深沟球轴承20.99；7级精度圆柱齿轮传动 30.98；弹性联轴器40.99 则0.960.990.980.990.913 3) PdpW3.674.02kW0.9132 0.913 Pd4.02kW  3．电动机额定功率Pm 由参考书表17-7选取Y系列三相异步电动机 Y132M1-6 主要参数： 额定功率Pm4kW - 2 -

Pm4kW 设计计算及说明 满载转速nm=960r/min 中心高H=132mm 电机转轴伸出长度E=80mm 键槽宽度F=10mm 0.018电机转轴直径D=380.002mm 结 果 nm=960r/min i=14.14 键槽深度GDG38335mm 4、计算传动装置的总传动比i并分配传动比 n9601)、总传动比i=m14.14 nw67.92)、分配传动比 假设V带传动分配的传动比i13，则一级圆柱齿轮减速器传动比i2 三、V带的设计计算 1．设计带传动的主要参数。 i14.14=4.71 i23i13 i24.71 已知带传动的工作条件：两班制（共16h），连续单向运转，载荷 有轻微振动，所需传递的额定功率p=4kw小带轮转速 n1960r/min，大带轮转速n2320r/min，传动比i13。 设计内容包括选择带的型号、确定基准长度、根数、中心距、带的材料、基准直径以及结构尺寸、初拉力和压轴力等等。 1）、计算功率pa 由表8-7查得工作系数KA1.2 KA1.2 pca=KAP1.24kw4.8kw 2)、选择V带型 根据pca、n1由图8-10选择A型带 3）、确定带轮的基准直径dd并验算带速v pca=4.8kw (1)、初选小带轮的基准直径dd1，表8-6和表8-8，取小带轮基 准直径dd1106mm - 3 -

dd1106mm 设计计算及说明 （2）、验算带速v v m/s5.33m/s 结 果 ddn11601000106960601000v5.33m/s 因为5m/s<5.33m/s<30m/s,带轮符合推荐范围 （3）、计算大带轮的基准直径 根据式8-15 dd2i1dd13106mm318mm， 查表8-8取dd2=315mm dd2=315mm 3152.97非常接近3，故取传动比i13 由于实际传动比i1=106 （4）、确定V带的中心距a和基准长度Ld a、 根据式8-20 0.7(dd1dd2)a02(dd1dd2) 0.7(106315)a02(106318) 294.7a0842 初定中心距a0=500mm b、由式8-22计算带所需的基准长度 l0=2a0+ a0=500mm 2dd1dd2dd1dd224a0 l0=1705.3mm =2×500+π×0.5×（106+315）+（315+106）（315-106）/4×500 ＝1705.3mm 由表8-2选带的基准长度ld=1800mm c.计算实际中心距 a＝a0+(ld -l0)/2＝500+（1800-1705.3）/2547mm 中心距满足变化范围:262.5—750mm （5）.验算小带轮包角 1＝180°-（dd2-dd1）/a×57.3° - 4 -

ld=1800mm a547mm 1158° 设计计算及说明 ＝180°-（315-106）/547×57.3° 158°>90° 包角满足条件 （6）.计算带的根数 单根V带所能传达的功率 根据n1=960r/min 和dd1=106mm 表8-4a 用插值法求得p01.1kw 单根v带的传递功率的增量Δp0 已知A型v带，小带轮转速n1=960r/min，转动比i=3 查表8-4b得Δp0=0.112kw 计算v带的根数 查表8-5插值得包角修正系数k=0.94,表8-2得带长修正系数 结 果 Δp0=0.112kw kL=1.01 pr=(p0+Δp0)×k×kL=(1.1+0.112) ×0.94×1.01=1.18KW kL=1.01 pr=1.18KW Z= pca=4.8/1.184 故取4根. prZ4 （7）、计算单根V带的初拉力和最小值 由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m故 F0min＝500(2.5k)pca+qv2=1.66N ZVkF0min=1.66N FP=14.4N （8）．计算带传动的压轴力FP FP=2ZF0minsin(1/2)=14.4N （9）.带轮的设计结构 A.带轮的材料为:HT200 B.V带轮的结构形式为:腹板式. C．结构图 （略） 2、齿轮传动设计 选择直齿圆柱齿轮 - 5 -

设计计算及说明 先设计高速级齿轮传动 1）、选择材料热处理方式 根据工作条件与已知条件知减速器采用闭式软齿面 计算说明 (HB<=350HBS),7级精度,查表10-1得 小齿轮 40Cr 调质处理 HB1=280HBS 大齿轮 45钢 调质处理 HB2=240HBS 2)、按齿面接触强度计算: 结 果 取小齿轮z1=24，则z2=i2z1，z2=244.71=113.04，取z2=113 z1=24 KT1i21ZE3 d1t2.32di2H确定公式中的各计算数值 a.因为齿轮分布对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.3 b.计算小齿轮的转矩: 小齿轮输入功率 P1=Pm1=3.84kw 小齿轮转速 n1nm=320r/min i12z2=113 P1=3.84kw 95.5105P1T11.146105Nmm 小齿轮的转矩 T11.146105Nmm。 n1c.由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=1.8MPa12 d.由图10-21d按齿面接触强度查得小齿轮接触应力ZE=1.8MPa12lim1=600MPa；大齿轮的为lim2=550MPa e.由式10-13计算应力循环次数 lim1=600MPa lim2=550MPa N11.106109 N22.348108 KHN1=0.92 KHN2=0.96 N160n1jLh603201(8212300)1.106109 1.106109N22.348108 4.71i. 由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.92 KHN2=0.96 - 6 -

设计计算及说明 ii. 安全系数S=1 H1 =KHN1lim1/S=552Mpa 结 果 H1=552Mpa H2=528 Mpa H2= KHN2lim2/S=528 Mpa KT1i21ZE代入H中的较小者d1t2.323=66.3mm di2H计算 （1）计算圆周速度: V=d1tn1 /60000=1.11m/s （2)计算齿宽b模数mt齿高h b=dd1t=166.3mm=66.3mm 2 d1t66.3mm V=1.11m/s b=66.3mm mt=d1t/z1=2.76mm h=2.25mt=6.22mm b/h=66.3/6.22=10.66 （3）、计算载荷系数 根据v=1.11,7级精度，由表10-8查得KV1.02 由表10-3直齿轮可得KHKF1.1 由表10-2查得使用系数KA1.25 由表10-4插值得KH1.42 由表10-13插值的KF=1.28 故载荷系数 mt=2.76mm h=6.22mm b/h=10.66 KV1.02 KHKF1.1 KA1.25 KH1.42 KF=1.28 K1.99 KKAKVKHKH1.251.021.11.421.99 （4）、按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径， 由式10—10a 得 d1=d1t（5）、计算模数m 3 d1=76.4mm K=76.4mm Kt - 7 -

m=d1/Z1=3.18mm 设计计算及说明 标准化得m3 3）、按齿根弯曲强度校核 由F2KTY1FaYSaF进行校核 3dmz1结 果 m3 K1.795 (1)、计算载荷系数: KKAKVKFKF1.251.021.11.281.795 （2）、由图10-5查得YFa2.65，YSa1.58 由图10-20C查得FE1=500 MPa FE2=380 MPa 由图10-18取弯曲疲劳极限KFN1=0.90,KFN2=0.95 计算弯曲疲劳应力:取安全系数S=1.4,由10-12得: YFa2.65 YSa1.58 FE1=500 MPa FE2=380 MPa KFN1=0.90 KFN2=0.95 =93< F1=KFN1FE1/S=321.4 MPa F2=KFN2FE2/S=257.86 MPa 2KTY1FaYSaFdm3z1=21.7951.1461052.651.5813.183242FminF2257.86MPa F93 所以齿根弯曲强度满足要求 4）、几何尺寸计算 （1）、分度圆直径d1Z1m24372mm d2Z2m1133339mm （2）、计算中心距 am(z1z2)205.5mm 2 d172mm d2339mm （3）、计算齿轮宽度bdd172mm 取B272mm，B177mm 5）、结构设计。（略）配合后面轴的设计而定 a205.5mm B272mm B177mm - 8 -

设计计算及说明 结 果 四、轴的设计及校核计算 轴的设计 1．高速轴Ⅰ设计 1）按齿轮轴设计，轴的材料取40Cr，调质处理，查表15-3，取A0110 2）初算轴的最小直径 dmin=A03A0110 P3.841 110325.18mm n1320 高速轴Ⅰ为输入轴，最小直径处跟V带轮轴孔直径。因为带轮轴 上有键槽，故最小直径加大6%，dmin=26.7mm。查得带轮轴孔有 20，22，24，25，28等规格，故取dmin=28mm 高速轴工作简图如图(a)所示 dmin=28mm d1=28mm 首先确定个段直径 A段：d1=28mm 由最小直径算出 B段：d2=35mm，根据毡圈油封标准，选择轴径长度35mm - 9 -

设计计算及说明 结 果 C段：d3=40mm，与轴承（深沟球轴承6008）配合，取轴承内径 d2=35mm d3=40mm D段：d4=44mm, 设计非定位轴肩取轴肩高度h=2mm，高速轴内 径为44mm E段：d5=56mm,设计定位轴肩高度h=6mm d4=44mm F段，d6=40mm, 与轴承（深沟球轴承6008）配合，取轴承内径 d5=56mm 第二、确定各段轴的长度 A段：L1=1.828=50.4mm,圆整取L1=50mm B段：L2=58mm，考虑轴承盖与其螺栓长度然后圆整取58mm C段：L3=65.5mm, 与轴承（深沟球轴承6008）（两个）配合,加上甩油环长度，以及内箱壁至轴承座端面距离 D段：L4=73mm 由高速轴齿轮齿宽B1=77mm及其间隙距离4mm确定L4=73mm d6=40mm L1=50mm L2=58mm L3=65.5mm L4=73mm E段：L5=9.5mm 由齿轮端面距箱体内壁的距离以及甩油环超出 内壁的距离确定 L5=9.5mm F段：L645mm，由甩油环的宽度和深沟球轴承（两个）的长 度152mm确定 轴总长L=298mm 2、低速轴Ⅱ的设计计算 低速轴上的功率P2=P1233.840.980.993.73kw 转速n2=nw=67.9r/min 95.51053.73N/mm5.25105N/mm 转矩T2=67.9L645mm L=298mm P2=3.73kw n2=67.9r/min T2=5.25105N/mm 1）、按齿轮轴设计，轴的材料取45钢，调质处理，查表15-31，取A0112 2）初算轴的最小直径 A0112 - 10 -

设计计算及说明 结 果 dminP3.73A032112342.58mm n267.9dmin42.58mm 因为带轮轴上有键槽，故最小直径加大6%，dmin=45.13mm。根据 减速器的结构，轴Ⅱ的最小直径应该设计在与联轴器配合部分， 取KA=1.3 KA=1.3 联轴器的计算转矩 TcaKAT21.35.25105N/mm6.83105N/mm 按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查手册选用LX3弹性柱销联轴器，其公称转矩为1.2510N/mm,选择联轴器的轴孔直径d48mm，轴孔长度Y型112mm 轴Ⅱ的设计图如下： 6 Tca6.83105N/mm 首先，确定各段的直径 A段:d1=48mm,与弹性柱销联轴器配合 d1=48mm B段：d2=55mm，设定定位轴肩高度h=3.5mm,根据油封标准，选 择轴径为55mm d2=55mm C段：d3=60mm，与轴承（深沟球轴承6012）配合，取轴承内径 d4=66mm, 设定非定位轴肩高度为3mm,低速轴内径为66mm d3=60mm D段：- 11 -

设计计算及说明 E段：d5=78mm, 设定定位轴肩高度为6mm 结 果 d4=66mm F段：d6=60mm, 与轴承（深沟球轴承6012）配合，取轴承内径 d5=78mm 然后确定各段距离： d6=60mm A段： L1=112mm, 根据弹性柱销联轴器XL3的轴孔长度Y型112mm L1=112mm B段：L2=58mm, 考虑轴承端盖螺栓与联轴器不发生干涉 L2=58mm C段：L3=46mm, 与轴承（深沟球轴承6012）配合,考虑甩油环长L3=46mm 度，以及内箱壁至轴承座端面距离 D段：L4=68mm,根据齿轮轴上齿轮的齿宽B2=72mm以及间隙距L4=68mm 离4mm E段：L5=12mm,由齿轮端面距箱体内壁的距离以及甩油环超出内L5=12mm 壁的距离确定 F段：L6=30mm，考虑轴承长度18mm与甩油环的宽度 L6=30mm 轴的校核计算 高速轴: 求轴上载荷 齿轮上的分力 2T121.146105Ft13183.3Nd172F1Ft1tan3183.3tan2001158.6N Ft1=3183.3N F11158.6N V带上的压轴力Fp=14.4N 经分析该结构为超静定问题，为了便于分析，先取内侧的轴承对分析，如果其符合要求，则再加上外侧的轴承对，轴一定满足要求。 受力如右图： - 12 -

Fp=14.4N 设计计算及说明 结 果 L1105.5mmL267.5mm L367.5mm由材料力学知识得 在水平方向上（H面）： 由FH0得，FNH1FNH2FpF1 对C点求矩 L1105.5mmL267.5mm L367.5mm FpL1L2FNH1L2FNH2L30弯矩 MH1FPL1，MH2FNH2L3 在垂直方向上（V面）： 由FV0得，FNV1FNV2对C点求矩 FNV1L2FNV2L30 弯矩MV1MV2FNV1L3 解得 水平支反力: Ft1 4FNH13227.6N，FNH25.6N MH11.5710N/mm，MH23.9810N/mm 垂直支反力: 5 FNH13227.6N FNH25.6N FNV11591.7N,FNV21591.7N MV1MV21.0710N/mm 合成弯矩 MB1.5710N/mm,MCMH2MV21.1410Nmm 52255 FNV11591.7N FNV21591.7N MV1MV21.07105N/mm 故B截面为危险截面 - 13 -

MB1.57105N/mm 设计计算及说明 按弯矩合成应力校核轴的强度，取=0.6 结 果 MC2caMBT122W1.571050.61.14610520.14031.14105Nmm 26.78MPa高速轴的材料为40Cr，由表15-1查得170MPa，由ca< 1 综合可知该轴符合强度条件! 低速轴 求轴上载荷 齿轮上的分力： 2T225.25105Ft23.097103Nd2339 F2Ft2tan2006.928103Nca26.78MPa 170MPa 受力如右图： Ft23.097103N F26.928103N - 14 -

L169mm， L269mm设计计算及说明 由材料力学知识可得 在水平方向上（H面）： 由FH0得，FNH3FNH4F2 对C点求矩 FNH3L1FNH4L20 弯矩 MH3MH4FNH3L1 在垂直方向上（V面）： 由FV0得，FNV3FNV4Ft2 对C点求矩 FNV3L1FNV4L20 弯矩 MV3MV4FNV3L1 解得 水平支反力: FNH334NFNH434NMH3MH42.3910Nmm5结 果 L169mm， L269mm FNH334NFNH434NMH3MH42.39105Nmm垂直支反力: FNV31548.5NFNV41548.5N MV3MV41.068105Nmm, 合成弯矩 MC=MV12+MV322.62105Nmm, FNV31548.5NFNV41548.5N MV3MV41.068105Nmm 由图可知,C截面为危险截面 caMC2T2W22.62100.65.25105252MC=2.62105Nmm 0.166314.25MPa 轴的材料为45钢，由表15-1查得160MPa，由ca< 1 ca14.25MPa 故符合强度条件! - 15 -

设计计算及说明 五、滚动轴承的选择及计算 1.高速轴轴承两对 型号6008深沟球轴承 经分析，易得靠近V带轮的两个轴承最先失效，为了便于计算，把FH1，FV1均等作用在靠近V带的两个轴承上 1）计算靠近V带的两个轴承上的近似径向载荷： FF3227.61591.7FrNH1NV11799.3N 22222222结 果 160MPa 2）计算轴承当量载荷,取载荷系数fp1.2，轴向载荷理论上为0，故Fae ，表13-5得X1,Y0 FrPfpXFrYFa2159.16N 查参考书可知6008深沟球轴承的基本额定负载Cr17kN（动载荷） C0r11.8kN(静载荷) 所以取C=Cr1.710N 4P2159.16N 3）校核轴承寿命 106C1061.71043Lh()h()h25420.9h5.3年 60n1P603202159.16按一年300个工作日,每天2班制.寿命4年.故所选轴承适用。 2低速轴轴承 型号6012深沟球轴承 1）计算轴承的径向载荷： 2222Fr3FrNH3FrNV3341548.53794.7NC=Cr1.7104N Lh25420.9h Fr4F2rNH4F2rNV4341548.53794.7N222）计算轴承3、4的当量载荷,取载荷系数fp1.2，轴向载荷理论上为0，故Fae ，表13-5得X11,Y10 X21,Y20 FrFr33794.7NFr43794.7N P3fpX3Fr3Y3Fa34553.N - 16 -

fp1.2 设计计算及说明 P4fpX4Fr4Y4Fa44553.N 所以取PP3P4=4553.N 3）校核轴承寿命 结 果 X11,Y10 X21,Y20 106C1063.1510435Lh()h()h1.40410h29.25年 60n2P6067.93794.7 按一年300个工作日,每天2班制.寿命4年.故所选轴承适用。 六、键联接的选择及校核计算 1．高速轴上与带轮相联处键的校核 键b×h×L=8740[圆头普通平键]（A型） 单键 键联接的组成零件均为钢，由表6-2查得许用挤压力 Lh1.404105h p=100120MPa,取平均值，p=110MPa。键的工作长度 lLb40-8mm=32mm,键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=3.5mm 由式（6-1）可得 33p2T1102114.61073.1MPa<110MPa kld3.53228 满足设计要求 2．高速轴上与小齿轮相连处键的校核 键b×h×L=14965（A型） 单键 键联接的组成零件均为钢，P=110MPa 2T21032114.6103p22.7MPa<110MPa kld4.55144p73.1MPa 满足设计要求 3．低速轴上与联轴器相联处键的校核 采用键A，b×h×L=14×9×100 单键 键联接的组成零件均为钢，P=110MPa 2T21032525103p56.5MPa<110MPa kld4.58648p22.7MPa - 17 -

满足设计要求！ 4. 低速轴上与大齿轮相联处键的校核 设计计算及说明 采用A型键A b×h×L=20×1256 单键 键联接的组成零件均为钢，P=110MPa 2T21032525103p47.3MPa<110MPa满足设计要求 kld65666结 果 p56.5MPa 6 七、联轴器的选择及校核计算 选择LX3弹性柱销联轴器，其公称转矩为1.2510N/mm，具体计算在低速轴的设计中已经说明 显然满足要求！ 八、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择 1、铸件减速器机体结构尺寸计算表 名称 机座壁厚 机盖壁厚 机座凸缘厚度 机盖凸缘厚度 机座底凸缘厚度 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 轴承旁连接螺栓直径 机盖与机座连接螺栓直径 连接螺栓d2的间距 轴承端盖螺钉直径 窥视孔盖螺钉直径 定位销直径 符号 减速器及其形式关系 δ δ1 b b1 p df n d1 0.025a+1mm8mm,取10mm p47.3MPa 0.80.858,取8mm 1.5δ=15mm 1.5δ=15mm 2.5δ=20mm取30mm 0.036a+12=19.398mm取20mm a<250mm,n=4 0.75df=15mm取16mm (0.50.6)df=1012mm取12mm 150200mm取180mm (0.40.5)df=810mm取8mm (0.30.4)df=68mm取6mm (0.70.8)d2=8.49.6mm取12mm - 18 -

d2 l d3 d4 d 设计计算及说明 df、d1、d2至外机壁距离 df、d2至凸缘边缘距离 轴承旁凸台半径 凸台高度 外机壁至轴承座端 c1 26mm,22mm,18mm c2 R1 h 24mm,16mm R1=c2=20mm 40mm 结 果 l1 c1+c2+(58)=22+20+6=48mm 面距离 内机壁至轴承座端 l2 δ+c1+c2+(58)=58mm 面距离 大齿轮顶圆与内机 △1 ≥δ=10mm取12mm 壁距离 大齿轮端面与内机 △2 ≥δ=10mm取14mm 壁距离 机座肋厚 m m=0.85δ=8.5mm 启盖螺钉 d5 12mm 轴承端盖凸缘厚度 e 1.2d3=9.6mm 2、减速器附件的选择，在草图设计中选择 包括：轴承盖，窥视孔，视孔盖，油标，通气孔，吊耳，吊钩， 放油孔，螺塞，封油垫，毡圈，甩油环等。 十、润滑与密封(润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择) 减速器内传动零件采用浸油润滑，减速器滚动轴承采用油脂润 滑。 - 19 -

设计计算及说明 结 果 - 20 - 设计计算及说明 - 21 -

结 果 设计计算及说明 结 果 b28.9MPaT0.45MPa - 22 -

设计计算及说明 - 23 -

结 果 设计计算及说明

结 果 - 24 -