干粉壓片機設計論文

1、<p>　　設計課題 干粉壓片機</p><p><b>　　主要技術條件</b></p><p>　　將陶瓷干粉料壓制成直徑為34mm,厚度為5mm的圓形片坯；</p><p>　　沖頭壓力為15噸，每分鐘壓制25片</p><p>　　機器許用運動不均勻系數(shù)為0.01</p>

2、<p>　　驅(qū)動電機Y112M-6（或Y112M-4）額定功率2.2kw(2.8kw)，滿載轉(zhuǎn)速940r/min(1440r/min)</p><p>　　干粉壓片總體方案設計（傳動方案）</p><p>　　由電動機通過皮帶輪傳動傳給減速器，減速器通過聯(lián)軸器聯(lián)接干粉壓片機主動軸，主動軸帶動主加壓機構(gòu)，移動料篩機構(gòu)，處沖頭輔助加壓機構(gòu)進行工作。</p><

3、p><b>　　選擇電動機</b></p><p>　　驅(qū)動電動機Y112M-6. 額定功率2.2kw 滿載轉(zhuǎn)速940r/min</p><p>　　計算總傳動比和分配各級傳動比</p><p>　　傳動裝置的總傳動比要求應為i= nw=940/25=37.6</p><p>　　nm-電動機滿載轉(zhuǎn)速r/m

4、in</p><p>　　nw干粉壓片機驅(qū)動軸轉(zhuǎn)速r/min</p><p>　　各級傳動中，總傳動比應為i=i1i2i3</p><p>　　在己知傳動比要求時，如何合理選擇和分配各級傳動比要考慮以下幾點</p><p>　　各級傳動機構(gòu)的傳動比應級盡量在推薦范圍內(nèi)選取</p><p>　　i1=2.5 i2

5、=3.5 i3=4.297</p><p>　　計算傳動件時，需要知道各軸的轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩或功率，因此應將工作機上的轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩或功率推算到各軸上，如傳動裝置從電動機到工作機三軸，依次為A，B，C，D，E軸　則：</p><p><b>　　各軸轉(zhuǎn)速：</b></p><p>　　n= nm/io=940r/min nA,nB,n

6、C,nD,nE分別為A，B，C，D，E軸的轉(zhuǎn)速</p><p>　　n= n/i1=376r/min nA為高速軸，nE為低速軸</p><p>　　n= n/i2=107.43r/min</p><p>　　n= n/i3=25r/min io,i1,i2,i3,i4依次為電動軸至高速軸A，AB軸，BC軸，CD軸，DE軸的傳動比</p&g

7、t;<p>　　n= n/i4=25r/min</p><p><b>　　各軸功率</b></p><p>　　PA=Pdη=2.2kw PD-電動機輸出功率</p><p>　　PB=Paηa=2.2*0.96=2.112kw</p><p&g

8、t;　　Pc=PBη=2.112*0.97=2.04864kw</p><p>　　PD=Pcη=2.04864*0.97=1.9871808kw</p><p>　　PE=PDη=1.9871808*0.995=1.977244896kw</p><p><b>　　3.各軸轉(zhuǎn)矩</b></p><p>　　TA＝Td

9、*io*η=22.35106383Nm</p><p>　　TB=TAi1η=53.64255319Nm</p><p>　　Tc=Tbi2η=182.1164681Nm</p><p>　　TD=Tci3η=759.0778295Nm</p><p>　　TE=Tdi4η=755.2824403Nm</p><p>

10、　　式中Td-電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩</p><p>　　Td=9550Pd/ nm=9550*2.2/940=22.35106383Nm</p><p><b>　　設計帶傳動</b></p><p>　　確定設計功率 (1)表9-9查得工作情況系數(shù)kA=1.3(干粉壓片機的載荷變動較大，每天工作8小時)</p><p&

11、gt;　　據(jù)式9-12 Pd=kA*ρ=1.3*2.2=2.86kw</p><p>　　選擇V帶型號 查圖9-9，選A型V帶</p><p>　　確定帶輪直徑dd1,dd2 (1)參考圖9-9及表9-4 選取小帶輪直徑dd1=100mm</p><p>　　(2)驗算帶速 V1=πdd1n1/60*1000=4.92182849(m/s)<

12、;/p><p>　　(3)從動帶輪直徑 dd2=idd1=2.5*100=250mm</p><p>　　查表9-4取dd2=250mm</p><p>　　確定中心距 (1)按式9-19初選中心距ao</p><p>　　0.7(100+250)≤ao(100+250) 即245≤ao≤700　取ao＝500mm<

13、/p><p>　　(2)按式9-20求帶的計算基準長度Ldo</p><p>　　Ldo=2ao+π/2(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4ao</p><p><b>　　=1560mm</b></p><p>　　(3)查表9-2，取帶的基準長度Ld=1600mm</p><p>　　按式9

14、-21計算實際中心距　a=ao+Ld-Lo/2=500+1600-1560/2=520mm</p><p>　　(4)按式9-22確定中心距調(diào)整范圍</p><p>　　amax=a+0.03Ld=500+0.03*1600=568mm</p><p>　　amin=a-0.015Ld=520-0.015*160=496mm</p><p>

15、　　驗算小帶輪包角α1≈180°-dd2-dd1/a*57.3°=180°-250-100/520*57.3°≈163.47°>120° 合適</p><p>　　確定V帶根數(shù)Z （1）由表9-5查dd1=100mm, n1=800r/min及n1=950r/min時單根A型V帶的額定功率分別為0.83kw和0.95kw,用線性插值法

16、求n1=940r/min時的額定功率值。</p><p>　　P1=0.83+[(0.95-0.83)/(950-800)](940-800)=0.942kw</p><p>　　由表9－6查得△Po=0.11kw</p><p>　　(2) 由表9－7查得包角修正系數(shù)k=0.96</p><p>　　(3)由表9－8查得帶長修正系kl=0.

17、99</p><p>　　(4)計算V帶根數(shù)Z 由式9-24</p><p>　　Z≥Pa/(p1+△Po) kkl=2.86 Z取3根</p><p>　　由表9－1查得m=0.1kg/m</p><p>　　由式9－25 Fo=500Pd/VZ[2.5/ k-1]+mV²=146N</p>

18、<p>　　計算單根V帶初拉力Fo和對軸的壓力FQ</p><p>　　由式9－26 FQ=2Zfosin(α/2)=876N</p><p>　　設計I，II兩對齒輪傳動</p><p>　　選擇齒輪材料，熱處理方法及精度等級。</p><p>　　減速機選閉式傳動，無特殊要求，為制造方便，采用軟齒面鋼制齒輪。查表6－1

19、并考慮HBS1＝HBS2＋30～50的要求，小齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度217－255HBS，大齒輪選用45鋼，正火處理，齒面硬度162-217HBS計算時取HBS1＝240，HBS2＝200，該減速機為一般傳動裝置，轉(zhuǎn)速不高，根據(jù)表6-2，初選8級精度</p><p>　　按齒面接觸疲勞強度設計</p><p>　　載荷系數(shù)k 由于工作平穩(wěn)，精度不高，且齒輪為對稱布置，查表6

20、－3取k=1.5(中等沖擊)</p><p>　　小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1 T11＝9.55*102.112/376＝53642.5Nmm</p><p>　　T21＝9.55*102.04864/107.43＝182114Nmm</p><p>　　齒數(shù)Z和齒寬系數(shù) 取小齒輪系數(shù)Z11＝28 Z21＝30</p><p>　　取

21、大齒輪系數(shù)Z21＝i2Z2=3.5*28＝98 Z22＝128.91</p><p>　　實際傳動比：i23=129/30=4.3</p><p>　　誤差△I=i23-i/I=0.069%≤2.5% 合適</p><p>　　齒數(shù)比U1＝3.5 U2＝4.3</p><p>　　查表6-6，取Φd=0.9 [δH]＝δHlimZnt

22、/sH</p><p>　　由圖6-8查得δHlim1＝595Mpa δHlim2＝555Mpa</p><p>　　取SH＝1，計算應力循環(huán)次數(shù)（每天工作8小時）每年工作300天，預期使用壽命為20年</p><p>　　N11＝60n1j=60*376*1*8*300*20=1.08288*10 N12=N11/u1=3.0939*10</p>

23、;<p>　　N21=60n2j=60*107.43*1*18*300*20=3.09394*10 N22=N21/u2=7.195*10</p><p>　　由圖6-6查得Zn11=1.0 Zn12=1.06</p><p>　　Zn21=1.06 Zn22=1.16</p><p>　　[δ

24、H]11=595*1.0/1=595Mpa [δH]12=555*1.06/1=588.3Mpa</p><p>　　[δH]21=595*1.06/1=630.7Mpa [δH]22=555*1.6/1=643.8Mpa</p><p>　　取小值代入 故取[δH]1＝588.3Mpa [δH]2=630.7Mpa</p><p>　　標準齒輪

25、 α=20°則Zh==2.49</p><p>　　兩對齒輪材料均為鋼，查表6-4 ZE=189.8 (彈性系數(shù))</p><p>　　由于是閉式軟齒面齒輪傳動，齒輪承載能力應由齒面接觸疲勞強度決定由式6-11</p><p>　　d11≥=52.93893654mm</p><p>　　d21≥=74.91376821m

26、m</p><p>　　模數(shù)M1=d11/Z1=49.14415534/28=1.890676305</p><p>　　M2=d21/Z2=69.543782/30=2.497125607</p><p>　　由表5－2取M1=2.0mm 取M2=2.5mm</p><p>　　3.主要尺寸計算 d11=M1Z11=2.0*2

27、.8=56mm d22=M1Z12=2.0*98=196mm</p><p>　　d21=M2Z21=2.5*30=75mm d22=M2Z22=2.5*129=322.5mm</p><p>　　齒寬 b1=φd1d11=0.9*56=50.4mm b2=φd1d21=0.9*75=67.5mm</p><p>　　取

28、b11=55mm b12=50mm b21=70mm b22=65mm</p><p>　　|注塑模具|沖壓模具|工藝夾具|減速器|變速器|機械手|機器人|汽修設計|數(shù)控加工編程|數(shù)控改造|數(shù)控機床|液壓設計|機電PLC控制|單片機|專用組合機床|污水處理工程|化工設備類|自動生產(chǎn)線類|三維造型類-UG-PRE-SW|鉆床類|礦用機械|農(nóng)用機械|專用機械|本科精品設計|部分下載|為很快找到自己要的題目

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30、　　[]22=22Ynt22/ S=300Mpa</p><p>　　11=(2KT11/bm1Z11) 1111=2*1.2*53642.5/50*2.0*28*2.55*1.61=94.38≤[]11</p><p>　　12=11(1212/1112)=94.38*2.18*1.79/2.55*1.61=89.71≤[]12</p><p>　　21=(2KT

31、21/bm2Z21) 2121=2*1.2*182114/65*2.5*30*2.52*1.625=146.85≤[]21</p><p>　　22=21(2222/2121)=146.85*2.16*1.81/2.52*1.625=140.21≤[]22</p><p>　　5.齒輪的圓周速度 V1＝πd11n11/60*1000=3.14*56*376/60*1000=1.1m/s

32、</p><p>　　V2＝πd21n21/60*1000=3.14*75*107.43/60*1000=0.442m/s</p><p><b>　　6.齒輪結(jié)構(gòu)設計</b></p><p><b>　　設計B，C，D三軸</b></p><p>　　選擇軸的材料并確定許用應力 （1）選用45鋼

33、正火處理</p><p>　?。?）由表5－2查得強度極限＝588Mpa</p><p>　　由表5－1查得許用彎曲應力[=54Mpa</p><p>　　確定B，C，D軸的直徑dmin （1）按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的直徑dmin</p><p>　　（2）由表5－3取A＝110，則</p><p>　　d=A=19.6

34、mm</p><p>　　d=A=29.4mm</p><p>　　d=A=47.3mm</p><p>　?。?）考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則</p><p>　　d=19.6*（1+5%）=20.58mm</p><p>　　d=47.3*（1+5%）=49.665mm</p><p>　

35、　B軸輸入端的直徑和長度應和大帶輪相同，故軸輸入端下徑d=30 mm,L＝48 mm；C軸兩端直徑應和軸承相符，選取63型滾動軸承，其軸承孔直徑為35mm和軸配合部分長度為21mm，故軸兩端直徑d=35 mm。D軸輸出端的直徑和長度應和聯(lián)帶輪相符。選取TL9型彈性柱銷聯(lián)軸器，其軸孔直徑為50mm，和軸配合部分長度為84mm，故軸輸出端直徑d=50mm</p><p>　　C軸的結(jié)構(gòu)設計 （1）軸上零件的定位

36、，固定和裝配</p><p>　　二級減速器中，可將齒輪安排在箱體中部，相對兩軸承不對稱分布，小齒輪設計在軸上靠右，大齒輪右面由小齒輪定位，周向靠干鍵和過渡配合固定，兩軸承分別以套筒和軸肩定位，周向則采用過渡配合或過盈配合固定。軸做成階梯形，右軸承從右面裝入，大齒輪，套筒，左軸承依次從左面裝到軸上。</p><p>　?。?）確定軸各段直徑和長度</p><p>　

37、　1段直徑d1=35mm L1=21mm (初選6307型滾動軸承，其內(nèi)徑35mm，外徑80 mm，寬度21 mm)</p><p>　　2段直徑d2=45mm 小齒輪與軸承有一定距離 L2=10mm</p><p>　　3段直徑d3=75mm L3=70mm(小齒輪段)</p><p>　　4段直徑d4=55mm L4=60-2=58mm</p&

38、gt;<p>　　5段直徑d5=35mm L5=2+20+21=43mm</p><p>　　（3）繪制軸的結(jié)構(gòu)設計草圖</p><p>　　由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=181mm</p><p>　　按彎扭合成強度（1）繪制軸受力簡圖</p><p>　　校核C軸和強度（2）計算軸所受力 Ft1=2T1/d1

39、=2*182114/75=4856.4N</p><p>　　Fr1=Ft1*tanα=1767.6N</p><p>　　Ft2=2T1/d2=2*182114/196=1858.3N</p><p>　　Fr2=Ft2*tanα=676.4N</p><p>　?。?）繪制垂直彎距圖b FRBV=（1767.6*125.5-676.4

40、*60.5）/181=999.5N</p><p>　　FRAV=（1767.6*55.5-676.4*120.5）/181=91.7N</p><p>　　計算彎距 MCV（左）= FRAV*l1=91.7*60.5*0.001=5.55N*m</p><p>　　MCV（右）=FRAV*l3- Fr1（l3-l2）=5.55N*m</p>&

41、lt;p>　　MDV（左）=（91.7*125.5+676.4*65）*0.001=55.47N*m</p><p>　　MDV（右）=999.5*55.5*0.001=55.47 N*m</p><p>　　MCV=-(MCV（左）-60.5/125.5*MCV（右）)=21.19N*m</p><p>　　MDV= MDV（左）-55.5/120.5*MD

42、V（右）=52.91N*m</p><p>　　(4) 繪制水平彎距圖C FRBH=（4856.5*125.5-1858.3*60.5）=2746.1N</p><p>　　截面D處的當量彎距為 FRAH=（4856.5*55.5-1858.3*120.5）=252.0N</p><p>　　MCH（左）=FRAH*l1=

43、252.0*60.5*0.001=15.25 N*m</p><p>　　MCH（右）=（2746.1*120.5-4856.4*65）*0.001=15.24 N*m</p><p>　　MDH（左）=（252*125.5+1858.3*65）*0.001=152.42 N*m</p><p>　　MDH（右）=2746.1*55.5*0.001=152.41N*

44、m</p><p>　　MCH=60.5/125.5*MCH（左）-MCH（右）)=58.23N*m</p><p>　　MDH=MDH（左）-55.5/120.5*MDH（右）=145.39N*m</p><p>　?。?）繪制合成彎距圖d </p><p>　　（6）繪制彎距圖e T=9550*P/n=9550*2.0486

45、4/107.43=182.114N*m</p><p>　　（7）繪制當量彎距圖f 轉(zhuǎn)距產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)剪應力按脈動循環(huán)變化，取α=0.6</p><p>　　截面C處的當量彎距為</p><p>　　截面D處的當量彎距為</p><p>　?。?）校核危險截面C處的強度強度足夠； 校核危險截面D處的強度強度足夠。</p>&

46、lt;p>　　B軸的結(jié)構(gòu)設計 （1）軸上零件的定位，固定和裝配</p><p>　　二級減速器中，可將齒輪安排在箱體中部，相對兩軸承不對稱分布，齒輪設計在軸上靠左，周向則采用過渡配合或過盈配合固定。軸做成階梯形，左軸承從左面裝入，右軸承和大帶輪依次從右面裝到軸上。</p><p>　　（2）確定軸各段直徑和長度</p><p>　　1段直徑d1=30mm

47、 L1=48mm</p><p>　　2段直徑d2=35mm（裝有6307型滾動軸承）帶輪與箱體外壁有一定距離而定，為此該段長為70mm， L2=21+70=101mm</p><p>　　3段直徑d3=45mm L3=83mm</p><p>　　4段直徑d4=56mm L4=22mm</p><p>　　5段直徑d5=35mm

48、 （裝有6307型滾動軸承） L5=21mm</p><p>　?。?）繪制軸的結(jié)構(gòu)設計草圖</p><p>　?。?）由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=181mm</p><p>　　（5）按彎扭合成強度（1）繪制軸受力簡圖a</p><p>　　校核B軸和強度 計算軸所受力 Ft=1915.8N Fr=697.3N

49、</p><p>　　（2）繪制垂直彎距圖b FRBV=（60*697.3）/181=231.1N</p><p>　　FRAV=（121*697.3）/181=466.2N</p><p>　　計算彎距 MCV（右）= =121*231.1*0.001=27.97N*m</p><p>　　MCV（左）=60*466.2*0.00

50、1=27.97N*m</p><p>　　(3) 繪制水平彎距圖c FRBv=60*1915.8/181=635N</p><p>　　FRAv=121*1915.8/181=1280.7N</p><p>　　(4)繪制合成彎距圖d </p><p>　　(5)繪制彎距圖e T=9550*P/n=9550*2.112/37

51、6=53.64N*m</p><p>　　(6)繪制當量彎距圖f 轉(zhuǎn)距產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)剪應力按脈動循環(huán)變化，取α=0.6</p><p>　　(7)校核危險截面C處的強度強度足夠</p><p>　　D軸的結(jié)構(gòu)設計 （1）軸上零件的定位，固定和裝配</p><p>　　二級減速器中，可將齒輪安排在箱體中部，相對兩軸承不對稱分布，齒輪左面

52、由軸肩定位，右面用軸端定位環(huán)軸向定位，周向靠平鍵和過渡配合固定，聯(lián)軸器軸向以靠階梯鍵和過渡配合固定，周向則采用過渡配合或過盈配合固定。軸做成階梯形，左軸承從左面裝入，齒輪，定位環(huán)，右軸承和聯(lián)軸器依次從右面裝到軸上。</p><p>　?。?）確定軸各段直徑和長度</p><p>　　1段直徑d1=50mm 聯(lián)軸器軸孔長度為80mm L1=80mm</p><

53、p>　　2段直徑d2=55mm （裝有6311型滾動軸承 ） 帶輪與箱體外壁有一定距離而定，為此該段長為75mm， L2=2+12+29+75=118mm</p><p>　　3段直徑d3=75mm L3=65-2=63mm</p><p>　　4段直徑d4=65mm （右端軸肩d3=85mm）L4=83mm</p><p>　　5段直徑d5=55m

54、m （裝有6311型滾動軸承） L5=29mm</p><p>　?。?）繪制軸的結(jié)構(gòu)設計草圖</p><p>　?。?）由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=189mm</p><p>　?。?）按彎扭合成強度（1）繪制軸受力簡圖a</p><p>　　校核D軸和強度 計算軸所受力 Ft=4707.2N Fr=1713.

55、3N</p><p>　?。?）繪制垂直彎距圖b FRBV=（59*1713.3）/189=534.8N</p><p>　　FRAV=（150*1713.3）/189=1178.5N</p><p>　　計算彎距 MCV（右）=MCV（左）=1178.5*59*0.001=69.53N*</p><p>　　(3) 繪制水平彎距圖

56、c FRBv=59*4707.2/189=1469.4N</p><p>　　FRAv=130*4707.2/189=3227.8N</p><p>　　(4)繪制合成彎距圖d </p><p>　　(5)繪制彎距圖e T=9550*P/n=9550*1.987/25=759N*m</p><p>　　(6)繪制當量彎距圖f

57、 轉(zhuǎn)距產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)剪應力按脈動循環(huán)變化，取α=0.6</p><p>　　(7)校核危險截面C處的強度強度足夠</p><p><b>　　減速器設計資料</b></p><p>　　鑄鐵減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸（齒輪減速器）</p><p>　　名稱 符號

58、 取值</p><p>　　箱座壁厚 δ 8</p><p>　　箱蓋壁厚 δ1 8</p><p>　　箱座凸緣壁厚

59、 b 12</p><p>　　箱蓋凸緣壁厚 b1 12</p><p>　　箱座低凸緣壁厚 b2 20</p><p>　　地腳螺釘直徑

60、 df 20</p><p>　　地腳螺釘數(shù)目 n 6</p><p>　　軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d1 16</p><p>

61、　　蓋與座聯(lián)接螺栓直徑 d2 12</p><p>　　聯(lián)接螺栓d2的間距 L 160</p><p>　　軸承端蓋螺栓直徑 d3 8</p><

62、;p>　　視孔蓋螺栓直徑 d4 6</p><p>　　定位銷直徑 d 10</p><p>　　到外箱壁距離 c1 c1（df）=26 c1（d1）=22

63、c1（d2）=18</p><p>　　到凸緣邊壁距離 c2 c2（df）=24 c2（d1）=20 c2（d2）=16</p><p>　　軸承旁凸臺半徑 R c2</p><p>　　凸臺高度

64、 h 50</p><p>　　外箱壁到軸承端面距離 L1 47</p><p>　　鑄造過渡尺寸 x，y 3，15或4，20</p><p>　　大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離

65、 Δ1 10</p><p>　　齒輪端面與內(nèi)箱壁距離 Δ2 8</p><p>　　箱座肋厚 m 6.8</p><p>　　軸承端蓋外

66、徑 D2 120和170</p><p>　　軸承旁聯(lián)接螺栓距離 s s=D2</p><p><b>　　起重吊耳和吊鉤</b></p><p><b>　　d=b</b&

67、gt;</p><p><b>　　b=20</b></p><p><b>　　R=24</b></p><p><b>　　E=16</b></p><p><b>　　K=34</b></p><p><b>　　H

68、=14</b></p><p><b>　　R=8.5</b></p><p><b>　　B=20</b></p><p>　　通氣帽 M36x2</p><p>　　桿式油標 M16x1.5</p><p>　　型無骨架橡膠油封

69、35*60*12和55*80*12</p><p>　　鍵的選擇和強度校核 A型平鍵（45鋼）</p><p>　　公稱直徑d 公稱尺寸bxh 軸深t L k</p><p>　　ф30 8x7 4.0 40

70、3.268</p><p>　　ф55 16x10 6.0 55 4.585</p><p>　　ф75 20x12 7.5 65 5.170</p><p>　　ф55

71、 16x10 6.0 80 4.644</p><p>　　δp1=(2*53642.5)/(30*3.268*40)=27.36Mpa</p><p>　　δp2=(2*182114)/(55*4.585*55)=26.26Mpa</p><p>　　δp3=(2*759034)/(75*5.170*6

72、5)=60.23Mpa</p><p>　　δp4=(2*759034)/(55*4.644*80)=81.722Mpa</p><p>　　查表13-2鍵聯(lián)接的許用擠壓應力〔δp〕 取沖擊載荷〔δp〕=90Mpa</p><p><b>　　則四鍵的強度都足夠</b></p><p>　　上沖頭主加壓機構(gòu)設計&

73、lt;/p><p>　　該機構(gòu)選定方案是由曲柄搖桿機構(gòu)和搖桿串聯(lián)而成的。</p><p>　　設OAA=AB=200mm</p><p>　　2*OAA（1-sinθ）=0.4 θ=2.56°</p><p>　　2*T*9.8*cosθsinθcosα<=9550*p/（nr）cos（β-90）</p><

74、;p>　　AC=140mm，COB=50mm</p><p><b>　　α=14.17°</b></p><p><b>　　β=122.5°</b></p><p>　　T=15.0086t 當T>=15t時合適。</p><p>　　則OA=AB=2