电动卷扬机传动装置的设计-机械课程设计.docx

编 号：_审定成绩：_ 课 程 设 计 设 计 题 目: 电动卷扬机传动装置的设计 单 位（系别）： 自动化系 学 生 姓 名： 周布丹 专 业： 机械设计制造及其自动化 班 级： 05141305 学 号： 2013212752 指 导 教 师： 雷建勇 填表时间： 2016年6月重庆邮电大学移通学院教务处制重庆邮电大学移通学院机械设计课程设计任务书课程设计题目 电动卷扬机传动装置的设计 学生姓名 周布丹 系别 自动化 专业 机械设计制造及自动化 班级 05141305 指导教师 雷建勇 职称 助 教 联系电话 1234567 教师单位 重庆邮电大学移通学院移通学院 下任务日期2016 年6 月12 日 主 要 研 究 内 容 、 方 法 和 要 求一、传动系统图 三、工作条件使用期8年，大修期三年，两班制工作，卷扬机卷筒速度的容许误差5%，过载转矩不超过正常转矩的1.5倍。四、设计要求1）按第_D4_ 组数据进行设计2）设计工作量： 设计说明书 1 份 减速器装配图（A3） 1 张 零件图（A4） 2 张2、 原始数据钢绳拉力F=13.5kN，钢绳运动速度v=0.21m/s，卷筒直径D=400mm，卷筒效率=0.96，负荷持续率Jc=40% 进 度 计 划第一阶段：设计准备，认真研究任务书，明确设计内容要求等。第二阶段：传动装置的总体设计第三阶段：各级传动零件的设计第四阶段：减速器装配草图的设计及绘制第五阶段：减速器装配图工作图的设计及绘制第六阶段：零件工作图的设计及绘制第七阶段：整理和编写设计说明书主 要 参 考 文 献1 濮良贵. 机械设计（第九版）M. 北京:高等教育出版社, 2013.2 吴宗泽. 机械设计课程设计手册 (第3版)M. 北京:高等教育出版社, 2006.3 孙玉莲. 工程制图及习题集M. 北京：中国建材工业出版社，2012.4 蔡春源. 机械零件设计手册(第3版) M. 北京：冶金工业出版社，1995.指导教师签字： 年 月 日目 录前 言 5第一章 电动机的选择 6第一节 电动卷扬机的工作条件6第二节 电动机的选取 7第二章 传动比的计算8第一节 总传动比的计算8第二节 传动比的分配8第三节 计算传动装置的运动和动力参数9一、轴的转速9二、各轴输入功率10三、轴的输入转矩10第三章 齿轮的设计5第一节 材料的选取5第二节 高速轴的传动齿轮设计5一、计算小齿轮直径.5二、调整小齿轮分度圆直径6三、按齿根圆弯曲疲劳强度设计8四、几何尺寸计算9五、校核9第三节 低速级传动齿轮设计20一、计算小齿轮直径9二、调整小齿轮分度圆直径9三、按齿根圆弯曲疲劳强度设计.10四、几何尺寸计算11五、校核13第四节 开式传动齿轮设计13一、计算小齿轮直径.1453- -二、调整小齿轮分度圆直径14三、按齿根圆弯曲疲劳强度设计15四、几何尺寸计算27五、校核29第五节 齿轮的结构设计30第四章 轴的设计31第一节 减速箱中间轴的设计31一、轴的材料选取31二、轴的初步计算31三、轴的结构设计35四、许用弯曲应力校核37第二节 高速轴的设计38一、材料的选取38二、估算直径38第三节 低速轴的设计39一、材料的选取39二、估算直径39第五章 平键连接的选用和计算40第六章 箱体及附属零件的结构设计41 一、箱体尺寸41 二、起吊装置42 三、窥视孔、窥视盖42 四、放油孔和和螺塞M2042 五、通气螺塞M2042 六、游标尺42结 论43致 谢44参考文献45附 录46前 言 卷扬机，用卷筒缠绕钢丝绳或链条提升或牵引重物的轻小型起重设备，又称绞车。卷扬机可以垂直提升、水平或倾斜拽引重物。卷扬机分为手动卷扬机、电动卷扬机及液压卷扬机三种。现在以电动卷扬机为主。可单独使用，也可作起重、筑路和矿井提升等机械中的组成部件，因操作简单、绕绳量大、移置方便而广泛应用。主要运用于建筑、水利工程、林业、矿山、码头等的物料升降或平拖。是起重垂直运输机械的重要组成部分，配合并架，滑轮组等辅助设备，用来提升物料、安装设备的作用。由于它结构简单、搬运安装灵活、操作方便、维护保养简单、使用成本低对作业环境适应能力强等特点，被广泛应用。卷扬机是一种常见的提升设备，其主要是用电动机作为原动机。由于电动机输出的转速远远大于卷扬机中滚筒的转速，故必须设计减速的传动装置。传动装置的设计有多种多样，如皮带减速器、链条减速器、齿轮减速器、涡轮蜗杆减速器、二级齿轮减速器等等。通过合理的设计传动装置，使的卷扬机能够在特定的工作环境下满足正常的工作要求。第一章 电动机的选择第一节 卷扬机的工作要求卷扬机传动装置。使用期八年，大修期三年，两班制工作。卷扬机卷筒速度的容许误差5%，过载转矩不超过正常转矩的1.5倍。由一般生产厂中小批量生产。 第二节 电动机的选取类型按照工作要求和条件，选取三相异步电动机，封闭式结构，电压380V，YZR系列。 第三节 选取电动机的容量1.卷扬机所需功率：PW=FV1000=135000.211000=2.835KW2.初估电动机额定功率：Pd=PW总由电动机传送至卷扬机的传动效率为 ：总=314234=0.9730.9940.970.96=0.8164式中： 1-每级齿轮传动效率 2每对滚动轴承效率 3 联轴器效率 4 卷筒效率故 Pd=PW总=2.8350.8164=3.47kw第四节 确定电动机的转速由负载持续率Jc=40%，根据功率，转速查文献表，综合选定YZR132MB电动机，其主要参数如下： 电动机额定功率P3.7KW电动机转速n908(r.min-1)电动机额定转矩T 2.5电动机轴伸出端直径 38mm电动机伸出端安装长度 80mm第二章 传动比的计算第一节 总传动比的计算卷扬机卷筒转速：nw=6010000.21(3.14400)=10.03rmin总传动比： i=nmnw=90810.03=90.528第二节 分配传动比的计算由文献可得，两级圆柱齿轮加速器传动比为860i=iai0（ia ，i0分别为减速器、开式齿轮的传动比）取ia=30，则开式齿轮传动比 i0=iia=90.52830=3.017第三节 分配减速器的各级传动比按展开式布置，考虑两级齿轮润滑问题，两级大齿轮应有相近浸油深度。参考式 i1=（1.21.4）ia i1=（1.31.4）i2总传动比 ia=30，经计算高速级传动比 i1=6.2 低速级传动比 i2=4.84因闭式传动取高速级小齿轮齿数 Z1=25 大齿轮齿数 Z2=Z1i1=256.2=155 齿数比U1= Z2 Z1=15525=6.2 低速级小齿轮齿数 Z3=28 大齿轮齿数 Z4= Z3i2=284.84=136 齿数比U2= Z4 Z3=13628=4.86闭式实际总传动比if=U2U1=6.24.86=30.26开式齿轮小齿轮齿数 Z5=20 大齿轮齿数 Z6= Z5i0=203.017=61 齿数比U3= Z6 Z5=6120=3.05实际总传动比i=U1U2U3=6.24.863.05=92.3核验工作机卷筒的转速误差：卷筒实际转速nw，=nmi=90892.3=9.84转速误差nw=nw-nwnw=10.03-9.8410.03=2%5%，合乎要求。第四节 计算传动装置的运动和动力参数一、各轴功率高速轴轴I输入功率：P1=P 3 2=3.70.970.99=3.55kw中间轴轴II输入功率：P2=P 3 21=3.550.97=3.45kw低速轴轴III输入功率：P3=P 3 2212=3.450.970.99=3.31k 轴IV输入功率：P3=P 3 2313 4 =3.05kw 1-每级齿轮传动效率 2每对滚动轴承效率 3 联轴器效率 4 卷筒效率二、各轴转速 高速轴轴I ： 中间轴轴II ：低速轴轴III ： 轴IV ：所以卷筒实际转速为：9.87。三、各轴转矩计算 高速轴轴I ：中间轴轴II ：低速轴轴III ：轴IV ： 各轴运动动力参数列入下表：轴名称I功率kw转速r.min-1转矩高速轴3.5590837.3中间轴轴II3.45146.5224.9低速轴轴III 3.31301053.7轴IV3.059.872951第三章 齿轮传动的设计与计算第一节 选择材料，确定极限应力选用直齿圆柱齿轮，小齿轮为40Cr，调质处理，齿面硬度280HBS,大齿轮材料为45钢（调制），齿面硬度240HBS。齿轮等级精度为八级。 第二节 高速级齿轮传动设计计算 选小齿轮齿数 z1=25 ，大齿轮齿数z2=155 ，压力角=20。由于减速器齿轮传动为闭式传动，可以采用齿面接触疲劳强度进行设计，一、按弯曲疲劳强度校核。1. 小齿轮分度圆直径： 2. 确定公式中个参数值：l =1.3l 齿轮传递的转矩：T1=37.3 N.ml 齿宽系数：=1l 区域系数：=2.5l 材料的弹性影响系数：=189.8MPal 接触疲劳强度 =arccos25cos20/(25+21)=29.5 =arccos155cos20/(155+21)=22 = =1.791l 齿轮接触疲劳极限：=600MPa ，=550MPal 应力循环次数：N1=60n1jLh =60908530016=1.3109 N2=N1/u=1.3109/(155/25)=2.1108查表可得 接触疲劳寿命系数 =0.95，=0.98取失效概率为1%，安全系数S=1 =0.956001=570MPa =0.985501=539MPa取 中较小的作为该齿轮副的接触疲劳许用应力 = =539MPa所以 =321.337.3103115525+1155252.5189.80.858539 =39.69mm2. 调整小齿轮分度圆直径l 圆周速度 l 齿宽 b=d d1t=139.69=39.69mml 计算实际载荷系数 kH查表得 使用系数 kA=1根据v=1.89，八级精度齿轮传动 kv=1.12l 齿轮的圆周力Ft1=2T1/=237.310339.69=1.88103N Ft1KAb=11.8810339.69=47.4Nmm100N/mm 查表得齿向载荷分配系数kH=1.2 齿向载荷分布系数kH=1.45 由此得实际载荷系数 KH= kA kvkHkH=11.121.21.45=1.95可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 d1=d1t=39.69.31.951.3=45.4mm 齿轮模数mt=d1z1=45.425=1.8圆整，模数m取2.二、按齿根弯曲疲劳强度设计 试算模数：确定公式中的参数：l KFt=1.3l 弯曲疲劳强度重合度系数： =0.25+0.751.791=0.669计算l 齿形系数 YFa1=2.72 YFa2=2.15l 应力修正系数YSa1=1.57 YSa2=1.83l 查表得小齿轮，大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为Flim1=500MPa Flim2=380MPal 弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.9 kFN2= 0.95 取弯曲疲劳安全系数S=1.4得=0.95001.4=321.43MPa= =0.953801.4=257.86MPa =2.721.57321.48=0.0133=2.151.83257.86=0.0153因为大齿轮的大于小齿轮所以=0.0153计算模数： =1.156调整齿轮模数l 圆周速度：d1=mtz1=1.15625=29mm v=d1n160100=29908601000=1.38m/sl 齿宽b：b=dd1=129=29mml 齿宽高比b/h : h=(2ha*+c*).mt =2.251.156=2.601mmb/h=292.601=11.15计算实际载荷系数KF根据v=1.38 ，八级精度，查表得动载系数kv=1.05由N N/mm查表得齿间载荷分配系数kF=1.0用插值法查得kH=1.45 kF=1.4 KF= kA kvkHkH=11.051.21.4=1.764m=mt=1.15631.7641.3=1.278圆整，m取标准值1.5对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小取决于弯曲疲劳强度多决定的承载能力，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，可取又弯曲疲劳强度算得的模数m=1.278，并就近圆整为标准值m=1.5，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=45.4mm，算出小齿轮齿数z1=d1/m=45.4/1.5=30.3取z1=31 大齿轮齿数z2=z1U1=316.2=192.2，取 z2=193三、几何尺寸计算：1.分度圆直径d1=z1m=311.5=46.5mmd2=z2m=1931.5=289.5mm2.计算中心距 a =（d1+d2）/2 =（46.5+289.5）= 168mm3. 计算齿轮宽度 b =d1=146.5=46.5mm考虑不可避免安装误差，为了保证设计齿宽b和节约材料，一般将小齿轮略加宽510mm b1=b+510=46.5+510=51.556.5mm取b1=55 b2=b=46.5mm高速级齿轮基本参数：名称符号公式z1z2齿数Zz31193分度圆直径dd=zm46.5289.5中心距ad1+d22168168齿宽bd5546.5齿顶圆直径dada=（z+2ha*） m49.5292.5齿根圆直径dfdf=（z-2ha*-2c*）m42.75285.75齿顶高ha1ha=ha*m1.51.5齿根高hf1hf=（ha*+c*）m1.8751.875齿轮结构的设计：小齿轮1由于直径较小，采用齿轮轴结构大齿轮2的结构尺寸如下表所示轮毂处直径D1D1=1.6d=1.645=72mm轮毂轴向长LL =（1.21.5）d=54mm倒角尺寸nn=0.5m=0.51.5=0.75mm齿根圆处厚度00=2.54m=6mm腹板最大直径D0D0=df2-20=285.75-12=273.75mm板孔分布图直径D2D2=0.5D0+D1=0.5345.75=172.8 板孔直径dd=0.25（D0-D1）=0.25201.75=51mm腹板厚cC=0.346.5=14mm齿轮2的结构草图：三维模型：第三节 低速级齿轮传动设计计算低速级传动齿轮类型，精度等级，材料与高速齿轮1,2相同取小齿轮齿数z3=28 大齿轮齿数z4=136小齿轮分度圆直径： 确定公式中个参数值：l =1.3l 齿轮传递的转矩：T2=224.9103N.mml 齿宽系数：=1l 区域系数：=2.5l 材料的弹性影响系数：=189.8MPal 接触疲劳强度 =arccos28cos20/(28+21)=29.5 =arccos136cos20/(136+21)=22 = =1.77l 齿轮接触疲劳极限：=580MPa ，=530MPal 应力循环次数：N3=60n3jLh =6030530016=4.32107 N4=N3/u2=4.32107/(136/28)=8.88106查表可得 接触疲劳寿命系数 =0.95，=0.98取失效概率为1%，安全系数S=1 =0.95580=551MPa =0.98530=520MPa取 中较小的作为该齿轮副的接触疲劳许用应力 = =520MPa所以 =321.3224.9103113628+113628(2.5189.80.86520)2 =75.6mm2. 调整小齿轮分度圆直径l 圆周速度 l 齿宽 b=d d2t=170.68=70.68mml 模数 mt=d2t/z3=70.6828=2.52l 齿高 h=2.25m =2.252.52=5.67mml 计算实际载荷系数 kH查表得 使用系数 kA=1根据v=1.89，八级精度齿轮传动 kv=1.06 查表得齿向载荷分配系数kH=1.2 齿向载荷分布系数kH=1.46 由此得实际载荷系数 KH= kA kvkHkH=11.061.21.46=1.86可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 d2=d2t=70.68.31.861.3=79.65mm 齿轮模数mt=d1z3=70.6828=2.5模数m取2.5二、按齿根弯曲疲劳强度设计 试算模数：确定公式中的参数：l KFt=1.3l 弯曲疲劳强度重合度系数： =0.25+0.751.77=0.86计算l 齿形系数 YFa3=2.65 YFa4=2.203l 应力修正系数YSa3=1.58 YSa4=1.779l 查表得小齿轮，大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为Flim3=500MPa Flim4=380MPal 弯曲疲劳寿命系数 KFN3=0.9 kFN4= 0.95 取弯曲疲劳安全系数S=1.4得=0.95001.4=321.43MPa= =0.953801.4=257.86MPa =2.651.58321.48=0.013=2.2031.779257.86=0.015因为大齿轮的大于小齿轮所以=0.0153计算模数： = =1.9 取m=2.5三、几何尺寸计算1.分度圆直径d3=z3m=282.5=70mmd4=z4m=1362.5=340mm2.计算中心距 a =（d3+d4）/2 =（70+340）= 205mm3. 计算齿轮宽度 b =d1=170=70mm考虑不可避免安装误差，为了保证设计齿宽b和节约材料，一般将小齿轮略加宽510mm b3=b+510=46.5+510=7580mm取b3=75 b4=b=70mm低速齿轮基本参数：名称符号公式z3z4齿数Zz28136分度圆直径dd=zm70340中心距ad3+d42 205205齿宽bd7570齿顶圆直径dada=（z+2ha*） m75345齿根圆直径dfdf=（z-2ha*-2c*）m63.75333.75齿顶高ha1ha=ha*m2.52.5齿根高hf1hf=（ha*+c*）m3.1253.125大齿轮4的结构尺寸如下表所示轮毂处直径D1D1=1.6d=1.670=112mm轮毂轴向长LL =（1.21.5）d=84mm倒角尺寸nn=0.5m=0.52.5=1.25mm齿根圆处厚度00=2.54m=10mm腹板最大直径D0D0=df2-20=333.75-20=313.75mm板孔分布图直径D2D2=0.5D0+D1=0.5425.75=212.8 板孔直径dd=0.25（D0-D1）=0.25201.75=51mm腹板厚cC=0.370=22mm齿轮4草图结构：三维模型： 开式齿轮设计 取小齿轮z5=20，大齿轮z6=z5i0=203.017=61开式齿轮只需按齿根弯曲强度设计试算模数：确定公式中的参数：l KFt=1.3l 弯曲疲劳强度重合度系数： =arccos20cos20/(20+21)=31.3 =arccos61cos20/(61+21)=24.5 = =1.67 =0.25+0.751.67=0.699计算l 齿形系数 YFa5=2.8 YFa6=2.68l 应力修正系数YSa5=1.55 YSa6=1.60l 查表得小齿轮，大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为Flim5=1000MPa Flim6=670MPal 弯曲疲劳寿命系数 KFN5=0.96 kFN6= 0.97 取弯曲疲劳安全系数S=1.4得=0.9610001.4=685.7MPa= =0.976701.4=464.2MPa =2.81.55685.7=0.00633=2.681.6464.2=0.00924因为大齿轮的大于小齿轮所以=0.00924计算模数： =4.98取m=5 开式齿轮基本参数 名称符号公式z5z6齿数Zz2061分度圆直径dd=zm100305中心距ad3+d42 202.5202.5齿宽bd105100齿顶圆直径dada=（z+2ha*） m110315齿根圆直径dfdf=（z-2ha*-2c*）m87.5292.5齿顶高ha1ha=ha*m55齿根高hf1hf=（ha*+c*）m6.256.25第四章 轴的设计与计算及零件选用在两级展开式减速器中，三根轴的跨距应该相等或相近，一般先进行中间轴的设计，以确定跨距。第一节 中间轴的计算一、选择轴的材料 因中间轴是齿轮轴，应与齿轮3的材料一致，故材料为45钢，b=600MPa -1b=60MPa -1=275MPa -1=155MPa二、轴的初步计算 查表得=112 =32.1mm1. 各轴段直径确定选用滚动轴承代号为7308c轴颈尺寸应当大于高速级轴颈处直径，取d1=dmin=40mm齿轮2定位轴头直径d2=45mm。齿轮2 定位轴肩高度d1=0.145=4.5mm该处直径d2=54mm齿轮3的参数：d3=70mm da3=75mm df3=63.75mm轴承的安装尺寸d4=49mm2. 各轴段轴向长度的确定根据轴上零件的定位，装配以及工艺要求，初步确定出中间轴的结构：平面草图：三维模型：三、按许用弯曲应力校核轴1) 轴上力的作用点及支点跨距的确定轴上力的作用点及支点跨距的确定齿轮对轴的离得作用点按简化原则应在齿轮宽的中点，因此可决定中间轴上两齿轮力的作用点位置。轴颈上安装的7308C轴承查表可知它负荷作用中心距离轴承外端面尺寸a=18.5mm，故可计算出支点跨距和轴上各力作用点位置关系。2) 绘轴的受力图BDCA657146 计算轴的作用力齿轮2：Ft2=2T2d2=2224900/289.5=1553.7N Fr2=Ft2tan=1553.70.36=565.5N 齿轮3： Ft3=2T2d3=2224900/70=6425.7N Fr3=Ft3tan=6425.7tan20=2338.7Nl 计算支承反力垂直面支反力绕最右端B支点的力矩和MBZ=0 FAZ182+ Fr3136=Fr265 FAZ182+ 2338.7136=565.565 得 FAZ=-1545.6N 得 FAZ+Fr3=Fr2+FBZ -1545.6+2338.7=565.5+ FBZ 得 FBZ=227.6N 水平平面绕支点B的力矩和MBY=0 FAY182=Ft3136+Ft265 FAY182=6425.7136+1553.765 FAY=5356.5N FXY=0 得 FAY+FBY=Ft3+Ft2 5356.5+FBY=6425.7+1553.7 得 FBY=2622.9N l 计算弯矩垂直平面弯矩：C处弯矩：MCZ1= FAZ46=-1545.646=-71097.6N.mm MCZ2= FBZ136=227.6136=30953.6N.mmD处弯矩： MDZ1= FAZ117=180835.2N.mm MDZ2= FBZ65=227.665=14794N.mm水平平面弯矩：C处弯矩：MCY=FAY46=5356.546=246399N.mmD处弯矩： MDY=FBY65=2622.965=170488.5N.mm合成弯矩： C处： MC1=71097.62+2463992=256451.43N.mm MC2=30953.62+2463992=248335.65N.mmD处： MD1=180835.22+170488.52=248531.08N.mm MD2=147942+170488.52=171129.16N.mml 求出计算弯矩 选取循环特性系数=0.6，带入求得 T2=0.6224900=134940N.mmC处：Mca1=MC1=256451.43N.mmMca2= MC22+T2=248335.652+134940=248335.9N.mmD处：Mca1=MD1+T2=248531.082+134940=248531.3N.mm Mca2=MD2=171129.16N.mm l 强度校核已知轴的弯矩后，即可针对危险截面做强度校核，通常只需校核轴上所承受计算弯矩最大的截面，代入公式 ca=MCaWW=0.1d3=0.1453=9112.5mm3ca=MCaW=256451.439112.5=28.14MPa-1b=60MPa故安全。 第二节 高速轴的设计一、轴的材料由于该轴为齿轮轴，与齿轮1的材料相同为45号钢，调质处理。二、按应力估算轴径和选择联轴器 查表得 =106135，考虑轴端不承受转矩，只承受弯矩，所以，取A0=110， dminA03P1n1=11033.55908=17.4mm 考虑该轴径取得太小，轴承的寿命可能不能满足要求，取d1=30mm 初选滚动轴承7306c，轴颈直径d1=30mm，其他轴段直径尺寸如图所示，由资料可得GB/T5014-2003中LX2型联轴器符合要求：公称转矩为560N.mm，许用转速6300r/min,轴孔范围为2035mm，满足要求，轴孔长度为60mm，J型轴孔，故最左端轴段长度为58mm，其他各轴段轴向长度如图所示：草图结构：三维结构： 第三节 低速轴的设计 一、轴的材料因传递功率不大选常用材料45钢，调质处理。二、初算轴径 查表得 =106135，考虑轴端不承受转矩，只承受弯矩，所以，取A0=110，dminA03P3n3=11033.3130=52.7mm，轴端最细处直径为53mm。 初选滚动轴承7012c，低速轴结构草图如下：三维图： 第五章 平键连接的选用和计算梯轴的的直径和长度尺寸选取键的尺寸，查文献表，选取的键如下表：键名国标（bh）键长（L） 联轴器 键1610 GB/T1096-2003 50 齿轮2键149 GB/T1096-200340齿轮4键2012 GB/T1096-200365齿轮5键2816 GB/T1096-2003100由文献表查得，钢的经连接时许用挤压应力为p=125150MPa ，根据公式校核各键：校核键1 0=4T1dhl=400037.3/301034=14.6 MPap校核键2 0=4T2dhl=4000224.9/45926=85.4 MPap校核键3 0=4T3dhl=40001053.7/841245=92.9 MPap校核键4 0=4T3dhl=40