含全套CAD圖紙一級圓柱齒輪減速器機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計說明書

1、機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計說明書總裝圖。齒輪圖。以及軸圖。上圖標打開word后，雙擊即可打開，前提是安裝過autocad .打開后另存為文件即可。課題名稱 一級圓柱齒輪減速器 專 業(yè) 機電一體化 姓 名 學 號 指導老師 東北大學繼續(xù)教育學院2012年 6月05日目錄中文摘要4ABSTRACT5前言61.減速器概述61.1減速器功用和基本要求6減速器的功用6減速器的基本要求71.2 減速器的一般結(jié)構(gòu)及其基本類型7減速器的一般結(jié)構(gòu)7基本類型72.減速器總體方案的確定72.1減速器傳動機構(gòu)布置方案選擇8固定軸式減速器的選擇82.1.2 倒擋布置方案82.2 零、部件結(jié)構(gòu)方案選擇92.2.1 齒輪形式92

2、.2.2 換擋機構(gòu)形式9自動脫擋92.2.4 減速器軸承10減速器操縱機構(gòu)103.減速器主要參數(shù)的選擇113.1擋數(shù)113.2 傳動比范圍及傳動比的確定113.3 中心距A123.4外形尺寸133.5齒輪參數(shù)133.5.1.模數(shù)13壓力角、齒輪螺旋角13齒寬14齒頂高系數(shù)143.6 各檔齒輪齒數(shù)的分配14確定一檔齒輪的齒數(shù)14對中心距A進行修正15確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù)15確定其他各擋的齒數(shù)15確定倒檔齒輪齒數(shù)15齒輪變位系數(shù)的選擇原則163.7 斜齒輪的幾何尺寸計算174.齒輪的強度計算與校核174.1齒輪的損壞形式174.2計算各軸的轉(zhuǎn)矩174.3齒輪強度計算18齒輪彎曲強度計算18輪

3、齒接觸應(yīng)力j224.4計算各擋軸的受力255.軸及軸上支承的校核285.1軸的強度計算28初選軸的直徑28軸的強度驗算286.結(jié)論34參考文獻35中文摘要減速器是汽車傳動系統(tǒng)中一個比較關(guān)鍵的部件，是用來改變發(fā)動機傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，目的是在原地起步、爬坡、轉(zhuǎn)彎、加速等各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利的工況范圍內(nèi)工作。減速器設(shè)有空擋，可在起動發(fā)動機、汽車滑行或是停車時使發(fā)動機的動力停止下能夠驅(qū)動輪傳輸。減速器設(shè)有倒擋，使汽車獲得倒退行駛的能力。它設(shè)計的好壞直接影響到汽車的實際使用性能。減速器的速比設(shè)計雖然有許多理論可以參考，但大多數(shù)只是經(jīng)驗公式，對于具體傳

4、動比的分配還沒有一種較為實用的計算方法。傳統(tǒng)理論一般是根據(jù)經(jīng)驗或參照同類車型來確定減速器傳動比，這顯然有它的不足之處:主觀性因素較大，而且沒有一種有效的評價指標來確定性能的好壞。本文通過分析傳統(tǒng)等比級數(shù)分配速比的優(yōu)缺點，創(chuàng)造性地提出了基于減速器各個檔位使用率的不同，以發(fā)動機功率的實際使用率最大化作為目標函數(shù)進行優(yōu)化設(shè)計的減速器速比分配方法，并用實例計算的結(jié)果證明它是一種非常有效的設(shè)計方法。本文主要是根據(jù)指定的部分技術(shù)指標來進行減速器結(jié)構(gòu)中一些齒輪、軸、軸承等結(jié)構(gòu)設(shè)計和計算選取和可靠性計算。關(guān)鍵詞：減速器；結(jié)構(gòu)設(shè)計；速比；計算ABSTRACTThe transmission is a key P

5、art in the driveline of the automobile and is applied to change the torque and speed transmitted from the engine to drive-wheels,At this, the vehicle will gain various speed and traction under different running conditions such as starting, climbing, turning, acceleranting,ect. At the same time, the

6、engine can be operating under the best state. The gear-case is set a neutral gear, so the power- transmission from engine may be stop in engine starting, sliding motion and stopping to the vehicle. The gear-case is also set a reverse gear so as to gain back-running performance. The quality of design

7、 will directly affect the actual function of use. Although there are many theories can consult about the degine of transmission, but plenty of them are just experiential formula. There is not a good kind of calculation method for the distribution of concrete gear ratio. Traditional theories are gene

8、rally according to experience or the same kind car type to decide the gear ratios of the transmission. Obviously there are its shortages: the subjectivity factor compares greatly, there is no a kind of valid evaluation index to confirm the quality of the design. By analyzing the merit and the shorta

9、ge of the traditional method of the design of the gear ratios, In this passage we put out a new transmissions gear ratios allotting method, according to the different using rate to each gear of the transmission. We optimize the design by using it, the maximizes of the actual utilization rate of engi

10、nes power, as the target function. Then we use an examples calculating reuslt to prove that it is a kind of valid design method. The purpose of this paper is applying for collection of some gears and bears, calculation of reliability and check of parts strength according to the assigned technical in

11、dex.The Keyword: Gear-case;Calculation of reliability;Gear ratios;Compute 前言減速器在汽車傳動系中扮演著至關(guān)重要的角色。現(xiàn)在的汽車上廣泛采用活塞式內(nèi)燃機，其轉(zhuǎn)矩和變速范圍較小，而復(fù)雜的使用條件則要求汽車的牽引力和車速能在相當大的范圍內(nèi)變化，為了解決這一矛盾，在傳動系中設(shè)置了減速器，以滿足復(fù)雜條件的使用要求。隨著科技的高速發(fā)展，人們對汽車的性能要求越來越來高，使用壽命，能源消耗，振動噪聲等在很大程度上取決于減速器的性能。 1894年減速器由法國人路易斯·雷納·本哈特和埃米爾·拉瓦索推廣在汽車上

12、使用，從此減速器在汽車上就得到廣泛的運用。經(jīng)過100多年的發(fā)展，汽車減速器的技術(shù)達到了一個空前的高度，尤其在近幾十年，汽車工業(yè)在各個國家的高速發(fā)展，更加帶動了減速器的進步。隨著各個領(lǐng)域的科學技術(shù)的發(fā)展，在未來減速器主要發(fā)展方向：1）節(jié)能與環(huán)境保護：研究高效率的傳動副，來節(jié)約能源，采用零污染的工作介質(zhì)或潤滑油來避免環(huán)境污染，根據(jù)發(fā)動機的特性和行駛工況來設(shè)計減速器，使發(fā)動機工作在最佳狀態(tài)，以保證汽車在最高傳動效率和最低污染物排放區(qū)運行，2）應(yīng)用新型材料：各種新材料的使用推動汽車技術(shù)的發(fā)展和性能的提高。3）高性能，低成本，微型化：對減速器進行機構(gòu)創(chuàng)新的研究，探索減速器的新類型；對傳動副的材料和機理進

13、行研究，提高壽命，減小質(zhì)量；進行減速器的動力學特性和振動研究，以求提高特性，降低噪聲；采用先進的制造技術(shù)提高減速器的性能和降低成本。4）智能化，集成化：根據(jù)發(fā)動機的特性和汽車的行駛工況，通過計算機智能控制，實現(xiàn)對減速器傳動比的實時控制，使發(fā)動機工作在最佳狀態(tài)。齒輪變速箱（機械式減速器）在現(xiàn)代汽車中使用中并不理想，會隨著社會的進步和汽車技術(shù)的發(fā)展，必將被社會所淘汰，這是一個必然的趨勢，也才能滿足汽車消費者對汽車動力性和經(jīng)濟性的高標準要求。就目前而言，機械式減速器仍然會以結(jié)構(gòu)簡單，效率高，功率大三大顯著優(yōu)點依然占領(lǐng)著汽車變速箱的主流地位。1.減速器概述1.1減速器功用和基本要求機械式變速箱主要應(yīng)用

14、了齒輪傳動的降速原理。簡單的說，變速箱內(nèi)有多組傳動比不同的齒輪副，而汽車行駛時的換檔行為，也就是通過操縱機構(gòu)使變速箱內(nèi)不同的齒輪副工作。如在低速時，讓傳動比大的齒輪副工作，而在高速時，讓傳動比小的齒輪副工作。減速器的功用根據(jù)汽車在不同的行駛條件下提出的要求，改變發(fā)動機的扭矩和轉(zhuǎn)速，使汽車具有合適的牽引力和速度，并同時保持發(fā)動機在最有利的工況范圍內(nèi)工作。為保證汽車倒車亦即是發(fā)動機和傳動系統(tǒng)能夠分離，減速器具有倒檔和空擋。在有動力輸出需要時，還應(yīng)有功率輸出裝置。減速器的基本要求(l)保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性。(2)設(shè)置空擋，用來切斷發(fā)動機動力向驅(qū)動輪的動力傳輸。(3)設(shè)置倒擋，使汽車能倒退行

15、駛。(4)設(shè)置動力輸出裝置，需要時能進行功率輸出。(5)換擋迅速、省力、方便。(6)工作可靠。汽車行駛過程中，減速器不得有跳擋、亂擋及換擋沖擊等現(xiàn)象生。(7)減速器應(yīng)有高的工作效率。(8)減速器的工作噪聲低。(9)自身重量要盡量小(10)拆裝容易、維修方便除此之外，減速器還應(yīng)當滿足輪廓尺寸小、制造成本低等要求。1.2 減速器的一般結(jié)構(gòu)及其基本類型減速器的一般結(jié)構(gòu)(1)殼體：殼體是基礎(chǔ)件，用以安裝支承減速器全部零件及存放潤滑油。其上有安裝軸承的精確鏜孔。減速器承受變載荷，所以殼體應(yīng)有足夠的剛度，內(nèi)壁有加強，形狀復(fù)雜，多為鑄件(材料為灰鑄鐵，常用HT200)。為便于安裝，傳動部分和操縱部分常做成剖

16、分式，箱蓋與殼體用螺栓聯(lián)接并可靠定位。殼體上有加油、放油口，油面檢查尺口，還應(yīng)考慮散熱。(2)傳動部分：是指齒輪、軸、軸承等傳動件。軸的幾何尺寸通過強度、剛度計算確定。因主要決定于剛度，而碳鋼與合金鋼彈性模量近乎相等，所以一般用碳鋼(常用45鋼)。只有齒輪與軸制成一體或軸載荷嚴重才用合金鋼。軸與齒輪多為花鍵聯(lián)接(對中性好，能可靠傳遞動力，擠壓應(yīng)力小等)。軸的花鍵部分和放軸承處經(jīng)表面淬火處理。軸多用滾動軸承支承，潤滑簡單，效率高、徑向間隙小，軸向定位應(yīng)可靠。潤滑方式多用飛濺(>25ms，只要粘度適宜可甩到壁上)。(3)操縱部分：主要零件位于減速器蓋內(nèi)?；绢愋停?）按傳動比變化方式的不同，

17、減速器可分為有級式、無級式和綜合式三種。（2）按操縱方式劃分，減速器可以分為強制操縱式、自動操縱式和半自動操縱式三種。2.減速器總體方案的確定減速器由傳動機構(gòu)及操縱機構(gòu)組成。2.1減速器傳動機構(gòu)布置方案選擇減速器傳動機構(gòu)有兩種分類方法根據(jù)前進擋數(shù)： 三擋減速器 、四擋減速器 、五擋減速器 、多擋減速器 根據(jù)軸的形式： 固定軸 、旋轉(zhuǎn)軸而固定軸可分：兩軸式減速器 、中間軸式減速器 、雙中間軸式減速器 、多中間軸式減速器固定軸式應(yīng)用廣泛，其中兩軸式減速器多用于發(fā)動機前置前輪驅(qū)動的汽車上，中間軸式減速器多用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動的汽車上。旋轉(zhuǎn)軸式主要用于液力機械式減速器。固定軸式減速器的選擇 倒擋布置

18、方案2.2 零、部件結(jié)構(gòu)方案選擇 齒輪形式2.2.2 換擋機構(gòu)形式2.3.3自動脫擋2.2.4 減速器軸承減速器操縱機構(gòu)（1）減速器操縱機構(gòu)的功用及基本要求減速器操縱機構(gòu)的功用是進行擋位變換，根據(jù)汽車行駛條件的需要改變減速器傳動機構(gòu)的傳動比、變換傳動方向或中斷發(fā)動機的動力傳遞。設(shè)計減速器操縱機構(gòu)時，應(yīng)滿足以下基本要求：掛擋后應(yīng)保證結(jié)合套于與結(jié)合齒圈的全部套合（或滑動齒輪換擋時，全齒長都進入嚙合）。在振動等條件影響下，操縱機構(gòu)應(yīng)保證減速器不自行掛擋或自行脫擋。為此在操縱機構(gòu)中設(shè)有自鎖裝置。為了防止同時掛上兩個擋而使減速器卡死或損壞，在操縱機構(gòu)中設(shè)有互鎖裝置。為了防止汽車在前進時誤掛倒擋，導致零件

19、按損壞，在操縱機構(gòu)中設(shè)有倒擋鎖裝置。（2）換檔位置圖設(shè)計操縱機構(gòu)首先要確定換檔位置圖。換檔位置圖的確定主要從換檔方便考慮。因此有下列三點要求： 按換檔次序來排列； 將常用檔放在中間位置，其它檔放在兩邊； 為了避免誤掛倒檔，往往將倒檔安排在最靠邊的位置，有時與一檔組成一排。根據(jù)上述三點要求，并結(jié)合本減速器及其換檔機構(gòu)的特點，現(xiàn)確定本減速器換檔布置圖如圖2（3）操縱方案的選擇減速器操縱機構(gòu)常見的由變速桿，撥塊，撥叉，變速叉軸及互鎖，自鎖和倒檔鎖裝置等主要零件組成?？煞譃?；直接操縱手動換檔減速器，遠距離操縱手動換檔減速器，電控自動換檔減速器。一般前置發(fā)動機后輪驅(qū)動汽車的減速器距離駕駛員座位較近，換檔

20、桿等外操縱機構(gòu)多集中安裝在減速器箱蓋上，結(jié)構(gòu)簡單、操縱容易并且準確。3.減速器主要參數(shù)的選擇3.1擋數(shù)3.2 傳動比范圍及傳動比的確定 （3-1） （3-2） （3-3） （3-4） =3.85i5=0.75；根據(jù)公式：可知又因為： 故 3.3 中心距A （3-5）式中：A為減速器中心距（mm）；KA為中心距系數(shù)，轎車：KA=8.99.3（本設(shè)計取KA=9），貨車：KA=8.69.6，多擋減速器：KA=9.511.0；Temax為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（N·m）；1為減速器一擋傳動比；為減速器傳動效率，取96% ；3.4外形尺寸3=3.5齒輪參數(shù).模數(shù) （3-6）其中=170Nm,可得出mn

21、=2.5一擋直齒輪的模數(shù) m m= （3-7）通過計算 m=33.5.2壓力角、齒輪螺旋角3.5.3齒寬采用嚙合套或同步器換擋時，其接合齒的工作寬度初選時可取為24mm，本設(shè)計取4mm。齒頂高系數(shù)在齒輪加工精度提高以后，包括我國在內(nèi)，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為1.00。3.6 各檔齒輪齒數(shù)的分配 確定減速器各檔齒輪齒數(shù)時,應(yīng)考慮下列因數(shù):（1）盡量符合動力性,經(jīng)濟性等對各檔傳動比的要求;（2）最少齒數(shù)不產(chǎn)生根切;（3）互相嚙合的齒輪,齒數(shù)間不應(yīng)有公因數(shù),速度高的齒輪更需要注意這點.（4）齒數(shù)多,可以降低齒輪的傳動噪聲.確定一檔齒輪的齒數(shù)為了求，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和，斜齒 （3-8） 當轎車三軸式的減速

22、器i1=3.53.9時，則z10=1517，此處取z10=16，則z9=51.4-16=35。對中心距A進行修正 上面根據(jù)初選的A及m計算出的Zh可能不是整數(shù)，將其調(diào)整為整數(shù)后，從式（3-8）看出中心距有了變化，這時應(yīng)從Zh及齒輪變位系數(shù)反過來計算中心距A，在以這個修正后的中心距做為以后計算的依據(jù)。 這里Zh修正為51，則可反推出A=76.5mm確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù)嚙合 （3-9）常嚙合齒輪傳動比： （3-10） 3.6.4確定其他各擋的齒數(shù)二擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)與一擋齒輪相同 （3-11）而i2=2.55，故有 =1.425對于斜齒輪； （3-12）代入數(shù)據(jù)可得； Z7 =34 Z8=

23、24 b7-8=22.3°b5-6=27°b3-4=33°確定倒檔齒輪齒數(shù) （3-13）可算出Z11=27。 (3-14) (3-15)齒輪變位系數(shù)的選擇原則 式中Z為要變位的齒輪齒數(shù)；3.7 斜齒輪的幾何尺寸計算根據(jù) 分度圓直徑、齒頂高ha=ha*mn（ha*=1）、可推出4.齒輪的強度計算與校核4.1齒輪的損壞形式4.2計算各軸的轉(zhuǎn)矩發(fā)動機最大扭矩為171N.m，齒輪傳動效率99%，離合器傳動效率99%，軸承傳動效率96%。軸 =170×99%×96%=161.57N.m中間軸 =161.57×96%×99%×

24、34/19=274.8N.m軸 一擋=274.8×0.96×0.99×35/16=571.3N.m 二擋=274.8×0.96×0.99×34/24=370.0N.m三擋=274.8×0.96×0.99×27/29=243.2N.m四擋=274.8×0.96×0.99×19/34=145.9N.m五擋=274.8×0.96×0.99=261.1N.m倒擋=274.8××27/13=515.5N.m4.3齒輪強度計算4.3.1齒輪彎曲強度

25、計算 (4-1) 圖(4-1)齒形系數(shù)Mpa齒寬系數(shù) =7.0計算倒擋齒輪 當計算載荷取作用到減速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，一、倒擋直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400850MPa，故符合要求。2斜齒輪彎曲應(yīng)力 （4-2）式中：計算載荷（N·mm）；法向模數(shù)（mm）；齒數(shù)；斜齒輪螺旋角（°）；應(yīng)力集中系數(shù)，=1.50；齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù)在圖中查得；齒寬系數(shù)=7.0重合度影響系數(shù)，=2.0。計算二擋齒輪 計算三擋齒輪 計算四擋齒輪 計算常嚙合齒輪 當計算載荷取作用到減速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應(yīng)力在180350 MPa；對貨車為100250MPa。故

26、滿足要求。、輪齒接觸應(yīng)力j （4-3）其中 F=F1/(cosacosb)；F1=2Tg/g；取作用在減速器第一軸上的載荷作為計算載荷；將其帶入（4-3）得公式 （4-4）式中：輪齒的接觸應(yīng)力（MPa）；計算載荷（N.mm）；d 節(jié)圓直徑(mm)；節(jié)點處壓力角（°），齒輪螺旋角（°）；齒輪材料的彈性模量（MPa）；齒輪接觸的實際寬度(mm)；rz、rb主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm)，直齒輪rz=rzsina、rb=rbsina，斜齒輪rz=（rzsina）/cos2b 、rb=（rbsina）/ cos2b； rz、rb主、從動齒輪節(jié)圓半徑(mm)。將作用在減速器第一

27、軸上的載荷作為計算載荷時，減速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見表4.1。彈性模量=20.6×104 N·mm-2，齒寬=7×2.5=17.5mm表2.1減速器齒輪的許用接觸應(yīng)力齒輪滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一擋和倒擋190020009501000常嚙合齒輪和高擋13001400650700計算一擋齒輪 =1522.8 MPa<19002000 MPa =1562.1MPa<19002000 MPa計算二擋齒輪 =1075.2 MPa <19002000 MPa =1232.8 MPa<19002000 MPa 計算三擋齒輪 =1074.7 MPa<

28、;19002000 MPa =1102.3 MPa<19002000 MPa 計算四擋齒輪 =963.2 MPa<19002000 MPa =988.2 MPa<19002000 MPa 計算常嚙合齒輪 =1013.6 MPa<19002000 MPa =988.2 MPa<19002000 MPa計算倒擋齒輪 =1546.0 MPa<19002000 MPa =1992.0 MPa<19002000 MPa =1939.8 MPa<19002000 MPa4.4計算各擋軸的受力一擋齒輪 二擋齒輪 三擋齒輪 四擋齒輪 常嚙合齒輪 倒擋齒輪 5.軸

29、及軸上支承的校核5.1軸的強度計算 減速器在工作時，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力作用，減速器的軸要承受轉(zhuǎn)矩和彎矩。要求減速器的軸應(yīng)有足夠的剛度和強度。因為剛度不足軸會產(chǎn)生彎曲變形，結(jié)果破壞了齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度、耐磨性和工作噪聲等均有不利影響。因此，在設(shè)計減速器軸時，其剛度大小應(yīng)以保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。設(shè)計階段可根據(jù)經(jīng)驗和已知條件先初選軸的直徑，然后根據(jù)公式進行有關(guān)剛度和強度方面的驗算。初選軸的直徑 已知中間軸式減速器中心距=76.5mm，第二軸和中間軸中部直徑，軸的最大直徑和支承距離的比值：對中間軸，=0.160.18；對第二軸，0.180.21。第一軸花鍵部分直徑

30、（mm）可按式（5.1）初選 （5.1）式中：經(jīng)驗系數(shù)，=4.04.6；發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（N.m）。第一軸花鍵部分直徑取d1=26mm；第二軸、中間軸最大直徑取第二軸d2max=45mm；中間軸dmax=45mm。對中間軸L=d/（0.160.18）=250281.25mm；取L=260mm。第二軸L2=d/（0.180.21）=214.3250mm；取L2=250mm。第一軸L1=d/（0.160.18）=144.44162.5mm；取L1=150mm軸的強度驗算1.軸的剛度驗算若軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為，可分別用式（5.2）、（5.3）、（5.4）計算 （5-2） （5-

31、3） （5-4） 式中：齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）；齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）；彈性模量（MPa），=2.06×105MPa；慣性矩（mm4），對于實心軸，；軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計算；、齒輪上的作用力距支座、的距離（mm）；支座間的距離（mm）。軸的全撓度為mm。軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為=0.050.10mm，=0.100.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過0.002rad。 abLFr（1） 第一軸常嚙合齒輪副，因距離支承點近，負荷又小，通常擾度不大，故可以不必計算。因本設(shè)計是d35d34d33d32d24d25d23d22d21d31（2）中

32、間軸的剛度 abLFr一擋時：Ft10=11450N Fr10=3535.7Nd22=35.8mm a10=188.86mm b10=68.12mm L=256.98mm =-0.00043rad£0.002rad二擋時：Ft8=8614.4N Fr8=2977.6Nd23=40.5mm a8=164.36mm b8=92.62mm L=256.98mm =-0.00015 rad£0.002rad三擋時：Ft6=8614.4N Fr6=2977.6Nd24=47mm a6=152.37mm b6=104.61mm L=256.98mm =-0.00005 rad£0.002rad四擋時：Ft4=5625.4N Fr4=2100.9Nd25=38mm a4=82.11mm b4=174.87mm L=256.98mm =0.0001rad£0.002rad五擋時：Ft2=5625.4N Fr2=2100.9Nd26=34mm a2=31mm b2=225.98mm L=256.98mm =0.0003 rad£0.002rad倒擋時：Ft12=14092.3N Fr12=4578.9Nd21=34mm a12=247.73mm b12=9.25mm L=256.98mm =0.0005 rad£0.002rad2.中間軸