機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)二級減速器

機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)二級減速器機(jī)械設(shè)計(jì)減速器設(shè)計(jì)說明書系別：專業(yè)：學(xué)生姓名：學(xué)號：指導(dǎo)教師：職稱：目錄第一部分設(shè)計(jì)任務(wù)書..............................................4第二部分傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案.....................................5第三部分電動(dòng)機(jī)的選擇............................................53.1電動(dòng)機(jī)的選擇............................................53.2確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比........................6第四部分計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)............................7第五部分V帶的設(shè)計(jì)..............................................95.1V帶的設(shè)計(jì)與計(jì)算.........................................95.2帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)..........................................11第六部分齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì).........................................136.1高速級齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算................................136.2低速級齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算................................19第七部分傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)..........................257.1輸入軸的設(shè)計(jì)...........................................257.2中間軸的設(shè)計(jì)...........................................307.3輸出軸的設(shè)計(jì)...........................................35第八部分鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算..................................418.1輸入軸鍵選擇與校核......................................418.2中間軸鍵選擇與校核......................................418.3輸出軸鍵選擇與校核......................................41第九部分軸承的選擇及校核計(jì)算....................................429.1輸入軸的軸承計(jì)算與校核..................................429.2中間軸的軸承計(jì)算與校核...................................439.3輸出軸的軸承計(jì)算與校核...................................43第十部分聯(lián)軸器的選擇...........................................44第十一部分減速器的潤滑和密封....................................4511.1減速器的潤滑...........................................4511.2減速器的密封...........................................46第十二部分減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸...........................47設(shè)計(jì)小結(jié).......................................................49參考文獻(xiàn).......................................................50第一部分設(shè)計(jì)任務(wù)書一、初始數(shù)據(jù)設(shè)計(jì)展開式二級直齒圓柱齒輪減速器，初始數(shù)據(jù)F=2300N，V=1.1m/s，D=300mm，設(shè)計(jì)年限（壽命）：10年，每天工作班制（8小時(shí)/班）：2班制，每年工作天數(shù)：280天，三相交流電源,電壓380/220V。二.設(shè)計(jì)步驟1.傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案2.電動(dòng)機(jī)的選擇3.確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比4.計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)5.設(shè)計(jì)V帶和帶輪6.齒輪的設(shè)計(jì)7.滾動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)8.鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)9.箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)10.潤滑密封設(shè)計(jì)11.聯(lián)軸器設(shè)計(jì)第二部分傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案一.傳動(dòng)方案特點(diǎn)1.組成：傳動(dòng)裝置由電機(jī)、V帶、減速器、工作機(jī)組成。2.特點(diǎn)：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3.確定傳動(dòng)方案：考慮到電機(jī)轉(zhuǎn)速高，V帶具有緩沖吸振能力，將V帶設(shè)置在高速級。選擇V帶傳動(dòng)和展開式二級直齒圓柱齒輪減速器。二.計(jì)算傳動(dòng)裝置總效率a=?????????????0.96×0.993×0.972×0.99×0.96=0.8331為V帶的效率,?2為軸承的效率,?3為齒輪嚙合傳動(dòng)的效率,?4為聯(lián)軸器的效率,?5為工作裝置的效率。第三部分電動(dòng)機(jī)的選擇3.1電動(dòng)機(jī)的選擇皮帶速度v:v=1.1m/s工作機(jī)的功率pw:pw=F×V1000=2300×1.11000=2.53KW電動(dòng)機(jī)所需工作功率為:pd=pwηa=2.530.833=3.04KW執(zhí)行機(jī)構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為:n=60×1000Vπ×D=60×1000×1.1π×300=70.1r/min經(jīng)查表按推薦的傳動(dòng)比合理范圍，V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比i1=2~4，二級圓柱直齒輪減速器傳動(dòng)比i2=8~40，則總傳動(dòng)比合理范圍為ia=16~160，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd=ia×n=(16×160)×70.1=1121.6~11216r/min。綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量、價(jià)格和帶傳動(dòng)、減速器的傳動(dòng)比，選定型號為Y112M-4的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率為4KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=1440r/min，同步轉(zhuǎn)速1500r/min。電動(dòng)機(jī)主要外形尺寸：中心高外形尺寸地腳螺栓安裝尺寸地腳螺栓孔直徑電動(dòng)機(jī)軸伸出段尺寸鍵尺寸HL×HDA×BKD×EF×G112mm400×265190×14012mm28×608×243.2確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比（1）總傳動(dòng)比：由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速n和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為:ia=nm/n=1440/70.1=20.54（2）分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比:ia=i0×i式中i0,i1分別為帶傳動(dòng)和減速器的傳動(dòng)比。為使V帶傳動(dòng)外廓尺寸不致過大，初步取i0=2，則減速器傳動(dòng)比為:i=ia/i0=20.54/2=10.27取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動(dòng)比為:i12=1.3i=1.3×10.27=3.65則低速級的傳動(dòng)比為:i23=ii12=10.273.65=2.81第四部分計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速:輸入軸：nI=nm/i0=1440/2=720r/min中間軸：nII=nI/i12=720/3.65=197.26r/min輸出軸：nIII=nII/i23=197.26/2.81=70.2r/min工作機(jī)軸：nIV=nIII=70.2r/min（2)各軸輸入功率:輸入軸：PI=Pd×??=3.04×0.96=2.92KW中間軸：PII=PI×?????=2.92×0.99×0.97=2.8KW輸出軸：PIII=PII×?????=2.8×0.99×0.97=2.69KW工作機(jī)軸：PIV=PIII×?????=2.69×0.99×0.99=2.64KW則各軸的輸出功率：輸入軸：PI'=PI×0.99=2.89KW中間軸：PII'=PII×0.99=2.77KW中間軸：PIII'=PIII×0.99=2.66KW工作機(jī)軸：PIV'=PIV×0.99=2.61KW(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:輸入軸：TI=Td×i0×??電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩:Td=9550×pdnm=9550×3.041440=20.16Nm所以：輸入軸：TI=Td×i0×??=20.16×2×0.96=38.71Nm中間軸：TII=TI×i12×??×??=38.71×3.65×0.99×0.97=135.68Nm輸出軸：TIII=TII×i23×??×??=135.68×2.81×0.99×0.97=366.12Nm工作機(jī)軸：TIV=TIII×?????=366.12×0.99×0.99=358.83Nm輸出轉(zhuǎn)矩為：輸入軸：TI'=TI×0.99=38.32Nm中間軸：TII'=TII×0.99=134.32Nm輸出軸：TIII'=TIII×0.99=362.46Nm工作機(jī)軸：TIV'=TIV×0.99=355.24Nm第五部分V帶的設(shè)計(jì)5.1V帶的設(shè)計(jì)與計(jì)算1.確定計(jì)算功率Pca由表查得工作情況系數(shù)KA=1.1，故Pca=KAPd=1.1×3.04kW=3.34kW2.選擇V帶的帶型根據(jù)Pca、nm由圖選用A型。3.確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd并驗(yàn)算帶速v1）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1。由表，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1=75mm。2）驗(yàn)算帶速v。按課本公式驗(yàn)算帶的速度πdd1nm60×1000=π×75×144060×1000m/s=5.65m/s因?yàn)?m/s<v<30m/s，故帶速合適。3）計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。根據(jù)課本公式，計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑dd2=i0dd1=2×75=150mm根據(jù)課本查表，取標(biāo)準(zhǔn)值為dd2=150mm。4.確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度Ld1）根據(jù)課本公式，初定中心距a0=500mm。2）由課本公式計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長度Ld0≈2a0+π2(dd1+dd2)+(dd2-dd1)24a0=2×500+π2×(75+150)+(150-75)24×500≈1356mm由表選帶的基準(zhǔn)長度Ld=1400mm。3）按課本公式計(jì)算實(shí)際中心距a0。a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1400-1356)/2mm≈522mm按課本公式，中心距變化范圍為501~564mm。5.驗(yàn)算小帶輪上的包角??≈180°-(dd2-dd1)×57.3°/a=180°-（150-75)×57.3°/522≈171.8°>120°6.計(jì)算帶的根數(shù)z1）計(jì)算單根V帶的額定功率Pr。由dd1=75mm和nm=1440r/min，查表得P0=0.68kW。根據(jù)nm=1440r/min，i0=2和A型帶，查表得?P0=0.17kW。查表得K?=0.98，查表得KL=0.96，于是Pr=(P0+?P0)K?KL=(0.68+0.17)×0.98×0.96kW=0.8kW2）計(jì)算V帶的根數(shù)zz=Pca/Pr=3.34/0.8=4.18取5根。7.計(jì)算單根V帶的初拉力F0由表查得A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.105kg/m，所以F0=500(2.5-Kα)PcaKαzv+qv2=500×(2.5-0.98)×3.340.98×5×5.65+0.105×5.652N=95.04N8.計(jì)算壓軸力FPFP=2zF0sin(?1/2)=2×5×95.04×sin(171.8/2)=947.92N9.主要設(shè)計(jì)結(jié)論帶型A型根數(shù)5根小帶輪基準(zhǔn)直徑dd175mm大帶輪基準(zhǔn)直徑dd2150mmV帶中心距a522mm帶基準(zhǔn)長度Ld1400mm小帶輪包角α1171.8°帶速5.65m/s單根V帶初拉力F095.04N壓軸力Fp947.92N5.2帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1.小帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1）小帶輪的結(jié)構(gòu)圖2）小帶輪主要尺寸計(jì)算代號名稱計(jì)算公式代入數(shù)據(jù)尺寸取值內(nèi)孔直徑d電動(dòng)機(jī)軸直徑DD=28mm28mm分度圓直徑dd175mmdadd1+2ha75+2×2.7580.5mmd1(1.8~2)d(1.8~2)×2856mmB(z-1)×e+2×f(5-1)×15+2×978mmL(1.5~2)d(1.5~2)×2856mm2.大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1）大帶輪的結(jié)構(gòu)圖2）大帶輪主要尺寸計(jì)算代號名稱計(jì)算公式代入數(shù)據(jù)尺寸取值內(nèi)孔直徑d輸入軸最小直徑D=19mm19mm分度圓直徑dd1150mmdadd1+2ha150+2×2.75155.5mmd1(1.8~2)d(1.8~2)×1938mmB(z-1)×e+2×f(5-1)×15+2×978mmL(1.5~2)d(1.5~2)×1938mm第六部分齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)6.1高速級齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算1.選精度等級、材料及齒數(shù)（1）選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為240HBS。（2）一般工作機(jī)器，選用8級精度。（3）選小齒輪齒數(shù)z1=27，大齒輪齒數(shù)z2=27×3.65=98.55，取z2=98。（4）壓力角?=20°。2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即d1t≥32KHtT1ψd×u±1u×ZHZEZε[σH]21）確定公式中的各參數(shù)值。①試選載荷系數(shù)KHt=1.6。②計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=38.71N/m③選取齒寬系數(shù)φd=1。④由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.5。⑤查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/2。⑥計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Zε。端面壓力角：a1=arccos[z1cos?/(z1+2ha*)]=arccos[27×cos20°/(27+2×1)]=28.977°a2=arccos[z2cos?/(z2+2ha*)]=arccos[98×cos20°/(98+2×1)]=22.945°端面重合度：=[z1(tan?a1-tan?)+z2(tan?a2-tan?)]/2π=[27×(tan28.977°-tan20°)+98×(tan22.945°-tan20°)]/2π=1.741重合度系數(shù)：Z????4-ea3???4-1.7413????????⑦計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力[?H]查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為?Hlim1=600MPa、?Hlim2=550MPa。計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1=60nkth=60×720×1×10×280×2×8=1.94×109大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N2=60nkth=N1/u=1.94×109/3.65=5.3×108查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1=0.88、KHN2=0.9。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:[?H]1=KHN1σHlim1S=0.88×6001=528MPa[?H]2=KHN2σHlim2S=0.9×5501=495MPa取[?H]1和[?H]2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即[?H]=[?H]2=495MPa2）試算小齒輪分度圓直徑d1t≥32KHtT1ψd×u±1u×ZHZEZε[σH]2=32×1.6×38.71×10001×3.65+13.65×2.5×189.8×0.8684952=47.806mm（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備①圓周速度vv=πd1tn160×1000=π×54×72060×1000=1.8m/s②齒寬bb=φdd1t=1×47.806=47.806mm2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH①由表查得使用系數(shù)KA=1。②根據(jù)v=1.8m/s、8級精度，由圖查得動(dòng)載系數(shù)KV=1.1。③齒輪的圓周力Ft1=2T1/d1t=2×1000×38.71/47.806=1619.462NKAFt1/b=1×1619.462/47.806=33.88N/mm<100N/mm查表得齒間載荷分配系數(shù)KH?=1.2。④由表用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時(shí)，KH?=1.453。由此，得到實(shí)際載荷系數(shù)KH=KAKVKH?KH?=1×1.1×1.2×1.453=1.9183）可得按實(shí)際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d1=d1t3KHKHt=47.806×31.9181.6=50.784mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù)mn=d1/z1=50.784/27=1.881mm模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值m=2mm。3.幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算分度圓直徑d1=z1m=27×2=54mmd2=z2m=98×2=196mm（2）計(jì)算中心距a=(d1+d2)/2=(54+196)/2=125mm（3）計(jì)算齒輪寬度b=φdd1=1×54=54mm取b2=54、b1=59。4.校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度（1）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件F=2KFT1YFaYSaYεφdm3nz21≤[?F]1）確定公式中各參數(shù)值①計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Y?Y?=0.25+0.75/??=0.25+0.75/1.741=0.681②由齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)YFa1=2.56YFa2=2.21YSa1=1.62YSa2=1.8③計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF由表查得齒間載荷分配系數(shù)KF?=1.2根據(jù)KH?=1.453，結(jié)合b/h=12查圖得KF?????????則載荷系數(shù)為KF=KAKvKF?KF?=1×1.1×1.2×1.423=1.878④計(jì)算齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力[?F]查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為?Flim1=500MPa、?Flim2=380MPa。由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.84、KFN2=0.85取安全系數(shù)S=1.4，得[?F]1=KFN1σFlim1S=0.84×5001.4=300MPa[?F]2=KFN2σFlim2S=0.85×3801.4=230.71MPa2）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核F1=2KFT1YFaYSaYεφdm3nz21=2×1000×1.878×38.71×2.56×1.62×0.6811×23×272=70.41MPa≤[?F]1F2=2KFT1YFaYSaYεφdm3nz21=2×1000×1.878×38.71×2.21×1.8×0.6811×23×272=67.537MPa≤[?F]2齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求。5.主要設(shè)計(jì)結(jié)論齒數(shù)z1=27、z2=98，模數(shù)m=2mm，壓力角?=20°，中心距a=125mm，齒寬b1=59mm、b2=54mm。6.齒輪參數(shù)總結(jié)和計(jì)算代號名稱計(jì)算公式高速級小齒輪高速級大齒輪模數(shù)m2mm2mm齒數(shù)z2798齒寬b59mm54mm分度圓直徑d54mm196mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙系數(shù)c0.250.25齒頂高h(yuǎn)am×ha2mm2mm齒根高h(yuǎn)fm×(ha+c)2.5mm2.5mm全齒高h(yuǎn)ha+hf4.5mm4.5mm齒頂圓直徑dad+2×ha58mm200mm齒根圓直徑dfd-2×hf49mm191mm6.2低速級齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算1.選精度等級、材料及齒數(shù)（1）選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為240HBS。（2）一般工作機(jī)器，選用8級精度。（3）選小齒輪齒數(shù)z3=28，大齒輪齒數(shù)z4=28×2.81=78.68，取z4=79。（4）壓力角?=20°。2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即d1t≥32KHtT2ψd×u±1u×ZHZEZε[σH]21）確定公式中的各參數(shù)值。①試選載荷系數(shù)KHt=1.6。②計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T2=135.68N/m③選取齒寬系數(shù)φd=1。④由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.5。⑤查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/2。⑥計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Zε。端面壓力角：a1=arccos[z3cos?/(z3+2ha*)]=arccos[28×cos20°/(28+2×1)]=28.72°a2=arccos[z4cos?/(z4+2ha*)]=arccos[79×cos20°/(79+2×1)]=23.585°端面重合度：=[z3(tan?a1-tan?)+z4(tan?a2-tan?)]/2π=[28×(tan28.72°-tan20°)+79×(tan23.585°-tan20°)]/2π=1.732重合度系數(shù)：Z????4-ea3???4-1.7323????????⑦計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力[?H]查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為?Hlim1=600MPa、?Hlim2=550MPa。計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N3=60nkth=60×197.26×1×10×280×2×8=5.3×108大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N4=60nkth=N1/u=5.3×108/2.81=1.89×108查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1=0.9、KHN2=0.92。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:[?H]1=KHN1σHlim1S=0.9×6001=540MPa[?H]2=KHN2σHlim2S=0.92×5501=506MPa取[?H]1和[?H]2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即[?H]=[?H]2=506MPa2）試算小齒輪分度圓直徑d1t≥32KHtT2ψd×u±1u×ZHZEZε[σH]2=32×1.6×135.68×10001×2.81+12.81×2.5×189.8×0.8695062=73.119mm（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備①圓周速度vv=πd1tn260×1000=π×84×197.2660×1000=0.75m/s②齒寬bb=φdd1t=1×73.119=73.119mm2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH①由表查得使用系數(shù)KA=1。②根據(jù)v=0.75m/s、8級精度，由圖查得動(dòng)載系數(shù)KV=1.05。③齒輪的圓周力Ft3=2T2/d1t=2×1000×135.68/73.119=3711.21NKAFt3/b=1×3711.21/73.119=50.76N/mm<100N/mm查表得齒間載荷分配系數(shù)KH?=1.2。④由表用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時(shí)，KH?=1.461。由此，得到實(shí)際載荷系數(shù)KH=KAKVKH?KH?=1×1.05×1.2×1.461=1.8413）可得按實(shí)際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d3=d1t3KHKHt=73.119×31.8411.6=76.62mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù)mn=d3/z3=76.62/28=2.736mm模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值m=3mm。3.幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算分度圓直徑d3=z3m=28×3=84mmd4=z4m=79×3=237mm（2）計(jì)算中心距a=(d3+d4)/2=(84+237)/2=160.5mm（3）計(jì)算齒輪寬度b=φdd3=1×84=84mm取b4=84、b3=89。4.校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度（1）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件F=2KFT2YFaYSaYεφdm3nz23≤[?F]1）確定公式中各參數(shù)值①計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Y?Y?=0.25+0.75/??=0.25+0.75/1.732=0.683②由齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)YFa1=2.54YFa2=2.24YSa1=1.63YSa2=1.77③計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF由表查得齒間載荷分配系數(shù)KF?=1.2根據(jù)KH?=1.461，結(jié)合b/h=12.44查圖得KF?????????則載荷系數(shù)為KF=KAKvKF?KF?=1×1.05×1.2×1.431=1.803④計(jì)算齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力[?F]查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為?Flim1=500MPa、?Flim2=380MPa。由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85、KFN2=0.88取安全系數(shù)S=1.4，得[?F]1=KFN1σFlim1S=0.85×5001.4=303.57MPa[?F]2=KFN2σFlim2S=0.88×3801.4=238.86MPa2）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核F1=2KFT2YFaYSaYεφdm3nz23=2×1000×1.803×135.68×2.54×1.63×0.6831×33×282=65.359MPa≤[?F]1F2=2KFT2YFaYSaYεφdm3nz23=2×1000×1.803×135.68×2.24×1.77×0.6831×33×282=62.59MPa≤[?F]2齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求。5.主要設(shè)計(jì)結(jié)論齒數(shù)z3=28、z4=79，模數(shù)m=3mm，壓力角?=20°，中心距a=160.5mm，齒寬b3=89mm、b4=84mm。6.齒輪參數(shù)總結(jié)和計(jì)算代號名稱計(jì)算公式低速級小齒輪低速級大齒輪模數(shù)m3mm3mm齒數(shù)z2879齒寬b89mm84mm分度圓直徑d84mm237mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙系數(shù)c0.250.25齒頂高h(yuǎn)am×ha3mm3mm齒根高h(yuǎn)fm×(ha+c)3.75mm3.75mm全齒高h(yuǎn)ha+hf6.75mm6.75mm齒頂圓直徑dad+2×ha90mm243mm齒根圓直徑dfd-2×hf76.5mm229.5mm第七部分傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)7.1輸入軸的設(shè)計(jì)1.輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1P1=2.92KWn1=720r/minT1=38.71Nm2.求作用在齒輪上的力已知高速級小齒輪的分度圓直徑為:d1=54mm則:Ft=2T1d1=2×38.71×100054=1433.7NFr=Ft×tan?=1433.7×tan20°=521.5N3.初步確定軸的最小直徑:先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表，取A0=112，得：dmin=A0×3P1n1=112×32.92720=17.9mm輸入軸的最小直徑是安裝大帶輪處的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大5%，故選取:d12=19mm4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足大帶輪的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II=III段的直徑d23=25mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=29mm。大帶輪寬度B=78mm，為了保證軸端擋圈只壓在大帶輪上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應(yīng)比大帶輪寬度B略短一些，現(xiàn)取l12=76mm。2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承只承受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23=25mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6206，其尺寸為d×D×T=30×62×16mm，故d34=d78=30mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34=l78=16+15=31mm。軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊上查得6206型軸承的定位軸肩高度h=3mm，因此，取d45=d67=36mm。3）由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強(qiáng)度，應(yīng)將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以l56=B=59mm，d56=d1=54mm4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與大帶輪右端面有一定距離，取l23=50mm。5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ=16mm，低速小齒輪和高速小齒輪之間的距離c=12mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm，已知低速小齒輪的寬度b3=89mm，則l45=b3+c+Δ+s-15=89+12+16+8-15=110mml67=Δ+s-15=9mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計(jì)算簡圖（見圖a）:根據(jù)6206深溝球軸承查手冊得T=16mm帶輪中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1=(78/2+50+16/2)mm=97mm齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2=(59/2+31+110-16/2)mm=162.5mm齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3=(59/2+9+31-16/2)mm=61.5mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1=FtL3L2+L3=1433.7×61.5162.5+61.5=393.6NFNH2=FtL2L2+L3=1433.7×162.5162.5+61.5=1040.1N垂直面支反力（見圖d）：FNV1=FrL3-Fp(L1+L2+L3)L2+L3=521.5×61.5-947.92×(97+162.5+61.5)162.5+61.5=-1215.2NFNV2=FrL2+FpL1L2+L3=521.5×162.5+947.92×97162.5+61.5=788.8N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH=FNH1L2=393.6×162.5Nmm=63960Nmm截面A處的垂直彎矩：MV0=FpL1=947.92×97Nmm=91948Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1=FNV1L2=-1215.2×162.5Nmm=-197470NmmMV2=FNV2L3=788.8×61.5Nmm=48511Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：M1=M2H+M2V1=207570NmmM2=M2H+M2V2=80276Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度：通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對其他危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取?=0.6，則有：ca=McaW=M21+αT12W=2075702+0.6×38.71×100020.1×543MPa=13.3MPa≤[???]=60MPa故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算W時(shí)，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：7.2中間軸的設(shè)計(jì)1.求中間軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2P2=2.8KWn2=197.26r/minT2=135.68Nm2.求作用在齒輪上的力已知高速級大齒輪的分度圓直徑為：d2=196mm則:Ft1=2T2d2=2×135.68×1000196=1384.5NFr1=Ft1×tan?=1384.5×tan20°=503.6N已知低速級小齒輪的分度圓直徑為：d3=84mm則:Ft2=2T2d3=2×135.68×100084=3230.5NFr2=Ft2×tan?=3230.5×tan20°=1175.2N3.初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表，?。篈0=107，得:dmin=A0×3P2n2=107×32.8197.26=25.9mm4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）初步選擇滾動(dòng)軸承。中間軸最小直徑是安裝滾動(dòng)軸承的直徑d12和d56,因軸承只承受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)dmin=25.9mm由軸承產(chǎn)品目錄中選取深溝球軸承6206，其尺寸為d×D×T=30×62×16mm，故d12=d56=30mm。2）取安裝大齒輪處的軸段V-VI的直徑d45=35mm；齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知高速大齒輪齒輪輪轂的寬度B=54mm，為了可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l45=52mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h=(2~3)R，由軸徑d45=35mm查表，得R=1.6mm，故取h=4mm，則軸環(huán)處的直徑d34=43mm。軸環(huán)寬度b≥1.4h，取l34=14.5mm。3）左端滾動(dòng)軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊上查得6206型軸承的定位軸肩高度h=3mm，因此，取d23=35mm。4）考慮材料和加工的經(jīng)濟(jì)性，應(yīng)將低速小齒輪和軸分開設(shè)計(jì)與制造。已知低速小齒輪的輪轂寬度為B=89mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l23=87mm。5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ=16mm，高速小齒輪和低速小齒輪之間的距離c=12mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm，已知滾動(dòng)軸承寬度T=16mm，則l12=T+Δ+s+2=16+16+8+2=42mml56=T2T+s+Δ+2.5+2=16+8+16+2.5+2=44.5mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計(jì)算簡圖（見圖a）:根據(jù)6206深溝球軸承查手冊得T=16mm高速大齒輪齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L1=(54-2)/2+44.5-16/2mm=62.5mm中間軸兩齒輪齒寬中點(diǎn)距離L2=(54/2+14.5+89/2)mm=86mm低速小齒輪齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L3=(89-2)/2+42-16/2)mm=77.5mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1=Ft1(L2+L3)+Ft2L3L1+L2+L3=1384.5×(86+77.5)+3230.5×77.562.5+86+77.5=2109.4NFNH2=Ft1L1+Ft2(L1+L2)L1+L2+L3=1384.5×62.5+3230.5×(62.5+86)62.5+86+77.5=2505.6N垂直面支反力（見圖d）：FNV1=Fr1(L2+L3)-Fr2L3L1+L2+L3=503.6×(86+77.5)-1175.2×77.562.5+86+77.5=-38.7NFNV2=Fr1L1-Fr2(L1+L2)L1+L2+L3=503.6×62.5-1175.2×(62.5+86)62.5+86+77.5=-632.9N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面B、C處的水平彎矩：MH1=FNH1L1=2109.4×62.5Nmm=131838NmmMH2=FNH2L3=2505.6×77.5Nmm=194184Nmm截面B、C處的垂直彎矩：MV1=FNV1L1=-38.7×62.5Nmm=-2419NmmMV2=FNV2L3=-632.9×77.5Nmm=-49050Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面B、C處的合成彎矩：M1=M2H1+M2V1=131860NmmM2=M2H2+M2V2=200283Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度：通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面B）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對其他危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取?=0.6，則有：ca=McaW=M21+αT22W=1318602+0.6×135.68×100020.1×353MPa=36.1MPa≤[???]=60MPa故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算W時(shí)，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：7.3輸出軸的設(shè)計(jì)1.求輸出軸上的功率P3、轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3P3=2.69KWn3=70.2r/minT3=366.12Nm2.求作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪的分度圓直徑為:d4=237mm則:Ft=2T3d4=2×366.12×1000237=3089.6NFr=Ft×tan???????????????????????????3.初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表，取:A0=112，于是得dmin=A0×3P3n3=112×32.6970.2=37.8mm輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT3，查表，考慮轉(zhuǎn)矩變化很小，故取KA=1.3，則:Tca=KAT3=1.3×366.12=476Nm按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T4323-2002或手冊，選用LT7型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為40mm故取d12=40mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為84mm。4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II-III段的直徑d23=46mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=50mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L=84mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取l12=82mm。2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承只承受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23=46mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取深溝球軸承6210，其尺寸為d×D×T=50mm×90mm×20mm，故d34=d78=50mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34=20+15=35mm左端滾動(dòng)軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊上查得6210型軸承的定位軸肩高度h=3.5mm，因此，取d45=57mm。3）取安裝齒輪處的軸段VI-VII段的直徑d67=55mm；齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知低速大齒輪輪轂的寬度為B=84mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l67=82mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h=(2~3)R，由軸徑d67=55mm查表，得R=2mm，故取h=6mm，則軸環(huán)處的直徑d56=67mm。軸環(huán)寬度b≥1.4h，取l56=12mm。4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面有一定距離，取l23=50mm。5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ=16mm，低速小齒輪和高速小齒輪之間的距離c=12mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm，已知滾動(dòng)軸承的寬度T=20mm高速大齒輪輪轂寬度B2=54mm，則l45=B2+c+5+2.5+Δ+s-l56-15=54+12+5+2.5+16+8-12-15=70.5mml78=T+s+Δ+2.5+2=20+8+16+2.5+2=48.5mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計(jì)算簡圖（見圖a）:根據(jù)6210深溝球軸承查手冊得T=20mm齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2=(84/2+12+70.5+35-20/2)mm=149.5mm齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3=(84/2-2+48.5-20/2)mm=78.5mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1=FtL3L2+L3=3089.6×78.5149.5+78.5=1063.7NFNH2=FtL2L2+L3=3089.6×149.5149.5+78.5=2025.9N垂直面支反力（見圖d）：FNV1=FrL3L2+L3=1123.9×78.5149.5+78.5=387NFNV2=FrL2L2+L3=1123.9×149.5149.5+78.5=736.9N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH=FNH1L2=1063.7×149.5Nmm=159023Nmm截面C處的垂直彎矩：MV=FNV1L2=387×149.5Nmm=57856Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：M=M2H+M2V=169221Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度：通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對其他危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取?=0.6，則有：ca=McaW=M21+αT32W=2+0.6×366.12×100020.1×573MPa=11.9MPa≤[???]=60MPa故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算W時(shí)，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：第八部分鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算8.1輸入軸鍵選擇與校核校核大帶輪處的鍵連接：該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l=6mm×6mm×70mm，接觸長度:l'=70-6=64mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T=0.25hl'd[?F]=0.25×6×64×19×120/1000=218.9NmT≥T1，故鍵滿足強(qiáng)度要求。8.2中間軸鍵選擇與校核1）中間軸與高速大齒輪處鍵該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l=10mm×8mm×45mm，接觸長度:l'=45-10=35mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T=0.25hl'd[?F]=0.25×8×35×35×120/1000=294NmT≥T2，故鍵滿足強(qiáng)度要求。2）中間軸與低速小齒輪處鍵該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l=10mm×8mm×80mm，接觸長度:l'=80-10=70mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T=0.25hl'd[?F]=0.25×8×70×35×120/1000=588NmT≥T2，故鍵滿足強(qiáng)度要求。8.3輸出軸鍵選擇與校核1）輸出軸與低速大齒輪處的鍵該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l=16mm×10mm×70mm，接觸長度:l'=70-16=54mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T=0.25hl'd[?F]=0.25×10×54×55×120/1000=891NmT≥T3，故鍵滿足強(qiáng)度要求。2）輸出軸與聯(lián)軸器處鍵該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l=12mm×8mm×70mm，接觸長度:l'=70-12=58mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T=0.25hl'd[?F]=0.25×8×58×40×120/1000=556.8NmT≥T3，故鍵滿足強(qiáng)度要求。第九部分軸承的選擇及校核計(jì)算根據(jù)條件，軸承預(yù)計(jì)壽命：Lh=10×2×8×280=44800h9.1輸入軸的軸承計(jì)算與校核1）初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P:因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y分別為：X=1，Y=0所以:P=XFr+YFa=1×521.5+0×=521.5N2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C=Pε60n1106Lh=521.5×360×720106×44800=6499N3）選擇軸承型號:查課本表11-5，選擇:6206軸承，Cr=19.5KN，由課本式11-3有：Lh=10660n1CP10/3=10660×72019.5×1000521.53=1.21×106≥Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。9.2中間軸的軸承計(jì)算與校核1)初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P:因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y分別為：X=1，Y=0所以:P=XFr+YFa=1×1175.2+0×=1175.2N2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C=Pε60n1106Lh=1175.2×360×197.26106×44800=9512N3）選擇軸承型號:查課本表11-5，選擇:6206軸承，Cr=19.5KN，由課本式11-3有：Lh=10660n1CP10/3=10660×197.2619.5×10001175.23=3.86×105≥Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。9.3輸出軸的軸承計(jì)算與校核1）初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P:因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y分別為：X=1，Y=0所以:P=XFr+YFa=1×1123.9+0×=1123.9N2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C=Pε60n1106Lh=1123.9×360×70.2106×44800=6446N3）選擇軸承型號:查課本表11-5，選擇:6210軸承，Cr=35KN，由課本式11-3有：Lh=10660n1CP10/3)=10660×70.235×10001123.93=7.17×106≥Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。第十部分聯(lián)軸器的選擇1.載荷計(jì)算公稱轉(zhuǎn)矩：T=T3=366.12Nm由表查得KA=1.3，故得計(jì)算轉(zhuǎn)矩為：Tca=KAT3=1.3×366.12=476Nm2.型號選擇選用LT7型聯(lián)軸器，聯(lián)軸器許用轉(zhuǎn)矩為T=500Nm，許用最大轉(zhuǎn)速為n=3600r/min，軸孔直徑為40mm，