桥式起重机设计与制作毕业论文.doc

桥式起重机设计与制作毕业论文1绪 论1.1 桥式起重机的介绍1.2 桥式起重机设计的总体方案1.2.1主梁和桥架的设计1.2.2端梁的设计2 小车机构的设计 2.1 小车主起升机构的计算2.1.1确定机构传动方案2.1.2小车车轮与轨道的选择及其强度校核2.1.3运行阻力运算2.1.4选择电动机2.1.5验算电动机的发热条件2.1.6减速器的选择2.1.7验算运行速度和实际所需功率 2.1.8验算起动时间2.1.9起动工况下校核减速器功率2.1.10验算启动不打滑条件2.1.11选择制动器2.1.12选择联轴器2.1.13浮动轴的验算2.1.14缓冲器的选择2.2 小车副起升机构的计算2.2.1确定机构传动方案2.2.2小车车轮与轨道的选择及其强度校核2.2.3运行阻力运算2.2.4选择电动机2.2.5验算电动机的发热条件2.2.6减速器的选择2.2.7验算运行速度和实际所需功率 2.2.8验算起动时间2.2.9起动工况下校核减速器功率2.2.10验算启动不打滑条件2.2.11选择制动器2.2.12选择联轴器2.2.13浮动轴的验算2.2.14缓冲器的选择 2.3 小车运行机构方案 2.3.1 小车运行机构设计 2.3.2 确定小车轨距和小车轮距3 大车运行机构的设计 3.1 设计的基本原则和要求3.1.1机构传动方案3.1.2大车运行机构具体布置的主要问题3.2 大车运行机构的计算3.2.1确定机构传动方案3.2.2大车车轮与轨道的选择及其强度校核3.2.3运行阻力运算3.2.4选择电动机3.2.5验算电动机的发热条件3.2.6减速器的选择3.2.7验算运行速度和实际所需功率 3.2.8验算起动时间3.2.9起动工况下校核减速器功率3.2.10验算启动不打滑条件3.2.11选择制动器3.2.12选择联轴器3.2.13浮动轴的验算3.2.14缓冲器的选择4 大梁桥架和端梁的设计与计算4.1 桥架主要尺寸的确定4.1.1大车轮距4.1.2主梁高度4.1.3端梁高度4.1.4桥架端部梯形高度4.1.5主梁腹板高度4.1.6确定主梁截面尺寸4.1.7加劲板的布置尺寸4.2 主梁的计算4.2.1计算载荷确定4.2.2主梁垂直最大弯矩4.2.3主梁水平最大弯矩4.2.4主梁的强度验算4.2.5主梁的垂直刚度验算4.2.6主梁的水平刚度验算4.3 端梁的计算4.3.1计算载荷的确定4.3.2端梁垂直最大弯矩4.3.3梁的水平弯矩4.3.4端梁截面尺寸的确定4.3.5端梁的强度验算4.4 主要焊缝的计算4.4.1端梁端部上翼缘焊缝4.4.2端梁端部下翼缘焊缝4.4.3主梁与端梁的连接焊缝4.4.4主梁上盖板焊缝结束语 参考文献 致谢第一章 绪论1.1 桥式起重机的介绍桥式起重机是桥架在高架轨道上运行的一种桥架型起重机，又称天车。桥式起重机的桥架沿铺设在两侧高架上的轨道纵向运行，起重小车沿铺设在桥架上的轨道横向运行，构成一矩形的工作范围，就可以充分利用桥架下面的空间吊运物料，不受地面设备的阻碍。桥式起重机广泛地应用在室内外仓库、厂房、码头和露天贮料场等处。1.2 桥式起重机设计的总体方案 起重机课程设计的主要参数:表1.1 起重机课程设计参数 工作级别A6跨度L（m）25.5主起升副起升小车运行大车运行起升重量Q（t）5010起升高H(m)1212工作V(m/min)7.813.244.687.3工作级别A6A6A6A61.2.1 主梁和桥架的设计主梁跨度25.5m ,主要构件是上盖板、下盖板和两块垂直腹板，主梁和端梁采用搭接形式，走台的宽度取决于端梁的长度和大车运行机构的平面尺寸，司机室采用闭式一侧安装，腹板上加横向加劲板和纵向加劲条或者角钢来固定，纵向加劲条的焊接采用自动焊，主梁翼缘板和腹板的焊接采用贴角焊缝，腹板的下边和下盖板硬做成抛物线形。1.2.2 端梁的设计端梁采用箱型的实体板梁式结构，是由车轮组合端梁架组成，端梁的中间截面也是由上盖板，下盖板和两块腹板组成；通常把端梁制成三个分段，端梁是由两段通过连接板和角钢用高强螺栓连接而成。端梁的主要尺寸是依据主梁的跨度，大车的轮距和小车的轨距来确定的；大车的运行采用分别驱动的方案。在装配起重机的时候，先将端梁的一段与其中的一根主梁连接在一起，然后再将端梁的两段连接起来。 下面对主梁，端梁，桥架进行详细计算和校核。第二章 小车机构的设计2.1.1）确定起升机构传动方案，选择滑轮组和吊钩组2.1.2）选择钢丝绳2.1.3）确定滑轮主要尺寸2.1.4）确立卷筒尺寸，并验算强度设计内容2.1.5）选择电动机2.1.6）验算电动机发热条件2.1.7）选择减速器 2.1.8）验算起升速度和实际所需功率2.1.9）校核减速器输出轴强度2.1.10）选择制动器2.1.11）选择联轴器2.1.12）验算起动时间2.1.13）验算制动时间第一节 .起重机主起升机构计算 按照布置宜紧凑的原则，决定采用图4-10的方案，如图A所示，采用了双联滑轮组。按Q=50t，查2表3-2-8取滑轮组倍率ih=5承载绳分支数：Z=2ih=25=10 查2表3-4-11与3-4-12得选型号为8236/42228吊钩组，得其质量：G0=1420kg两动滑轮间距L=270mm若滑轮组采用滚动轴承，当ih=5查2表3-2-11得滑轮组效率：h=0.96钢丝绳所受最大拉力：Smax= =53.56kN查2表1-2-9 得 A6为中级工作级别。查3表2-4中级工作类型（工作级别M6）时安全系数n=6.0钢丝绳计算破断力Sb：Sb=n*Smax=6.053.56=321.4kN查1表选用钢丝绳619绳纤维芯，钢丝公称抗拉强度1850N/mm2，光面钢丝，右交互捻，直径d=21.5mm，钢丝绳最小破断拉力Sb=324kN标记如下：钢丝绳 619-21.5-1850-I-光-右交GB1102-74滑轮的许用最小值径：Dd（e-1）=21.5（30-1）=624mm式中系数e=30由1表2-4查得，由2表2选用滑轮直径D=630mm 滑轮 E2 21.5630-140 ZBJ80006.8-87卷筒直径： Dd（e-1）=21.5（30-1）=624mm由1表13选用D=630mm，卷筒绳槽尺寸由1查表3-3-3槽距P1=25mm，绳槽半径R=12mm卷筒尺寸： L=2（+Z0+4）P1+L1=2（）25+270 =6025+270=1770mm 取 L=2000mm式中 Z0 附加安全系数，取Z0=2 L1 卷槽不切槽部分长度，取其等于吊钩组动滑轮的间距，即L1=A=270mm（如图B）。实际长度在绳偏斜角允许范围内可以适当增减； D0 卷筒计算直径 D0 =D+d=630+21.5=651.5mm卷筒壁厚： =0.02D+（610）=0.02630+(610)=1923mm 取 =20mm卷筒壁压应力计算：ymax=107.12106N/m2=107.12MPa选用灰铸铁HT200，最小抗拉强度=195MPa许用压应力：=130MPa 故抗压强度足够 卷筒拉应力验算：由于卷筒长度L3D，尚应校验由弯矩产生的拉应力, 卷筒弯矩图如图B 图B 卷筒弯矩图卷筒最大弯矩发生在钢丝绳位于卷筒中间时： =46329400Nmm 卷筒断面系数：=0.1=0.1=5770793.7式中卷筒外径，=630mm； 卷筒内径，=-2=630-220=590mm于是 =8.03MPa 合成应力： =+=8.03+=40.16MPa式中许用拉应力 =48.75MPa 卷筒强度验算通过。故选定卷筒直径=630mm，长度L=2000mm；卷筒槽形的槽底半径=12mm，槽距=25mm；起升高度=12m，倍率=5 卷筒 A6302000-1225-125左ZB J80 007.2-87 计算静功率： =77.1KW式中机构总效率，一般=0.80.9，取=0.85 电动机计算功率：=0.877.1=61.68KW式中系数由2表6-1查得，对于级机构，=0.750.85，取=0.8 查1附表28选用电动机YZR 280M，其（25%）=63KW，=722rpm，=11.2kg，电动机质量=848kg 按照等效功率法，求=25%时所需的等效功率：=0.50.8777.1=33.53KW式中工作级别系数，查2表6-4，对于M5M6级，=0.5； 系数，根据机构平均起动时间与平均工作时间的比重（/）查得。由2表6-3，一般起升机构/=0.10.2，取/=0.1，由2图6-6查得=0.87。由以上计算结果，故初选电动机能满足发热条件 卷筒转速：=19.1r/min 减速器总传动比:=37.8 查1附表35选ZQ-500-3CA减速器，当工作类型为中级（相当工作级别为M6级）时，许用功率N=12KW，=40.17，质量=345，主轴直径=50mm，轴端长=85mm（锥形） 实际起升速度：=7.8=7.34m/min 误差：=100%=100%=6%=15% 实际所需等效功率：=33.53=31.55KW=63KW 由2公式（6-16）得输出轴最大径向力：= 式中=253560=107120N=107.12KN卷筒上卷绕钢丝所引起的载荷；=4.56KN卷筒及轴自重，参考1附表14估计 R=20.5KNZQ500减速器输出轴端最大允许径向载荷，由1附表36查得。=19.57KN=20.5KN 由2公式（6-17）得输出轴最大扭矩：=（0.70.8）式中=9750=851Nm电动机轴额定力矩； =2.8当=25%时电动机最大力矩倍数 减速器传动效率； Nm减速器输出轴最大容许转矩，由1附表36查得。=0.82.821840.170.95=18635Nm=26500Nm 由以上计算，所选减速器能满足要求 所需静制动力矩：= =1.75=1240.5Nm式中=1.75制动安全系数，由2第六章查得。 由1附表15选用YWZ5-500/80制动器，其制动转矩=8001400Nm，制动轮直径=500mm，制动器质量=124.4 高速联轴器计算转矩，由2（6-26）式： Nm式中电动机额定转矩（前节求出）； =1.5联轴器安全系数； =1.8刚性动载系数，一般=1.52.0。 由1附表29查得YZR-42-8电动机轴端为圆锥形，。从1附表34查得ZQ-500减速器的高速轴为圆锥形。 靠电动机轴端联轴器 由1附表43选用CLZ半联轴器，其图号为S139，最大容许转矩=3150Nm值，飞轮力矩kgm，质量=23.2kg 浮动轴的两端为圆柱形 靠减速器轴端联轴器 由1附表45选用带制动轮的半齿联轴器,其图号为S124,最大容许转矩=3150Nm, 飞轮力矩 kgm,质量38.5kg.为与制动器YWZ5-315/23相适应,将S124联轴器所需制动轮,修改为应用 起动时间：式中=1.465+0.403+1.8=3.668kgm 静阻力矩：Nm平均起动转矩：Nm =1.022s 查2对于380t通用桥式起重机起升机构的，此时1s. 由2式（6-24）得，制动时间：式中 查1表6-6查得许用减速度a0.2,a=v/，因为，故合适。ih=5ZZ=10选8236/42228型号吊钩组d=21.5mmD=630mmD=630mmL=2000mm =20mm 强度验算通过Ne=63.26KW选电动机YZR 315M=34.40KW电动机发热验算通过选减速器ZQ-500-3CA=8.9m/min减速器输出轴强度足够选用YWZ5-500/80制动器半齿联轴器；CLZ,图号 S180 带制动轮半齿联轴器,图号S1981.062sec=0.64sec0.883sec2.2.1）确定起升机构传动方案，选择滑轮组和吊钩组2.2.2）选择钢丝绳2.2.3）确定滑轮主要尺寸2.2.4）确立卷筒尺寸，并验算强度设计内容2.2.5）选择电动机2.2.6）验算电动机发热条件2.2.7）选择减速器 2.2.8）验算起升速度和实际所需功率2.2.9）校核减速器输出轴强度2.2.10）选择制动器2.2.11）选择联轴器2.2.12）验算起动时间2.2.13）验算制动时间第二节 .起重机副起升机构计算 按照布置宜紧凑的原则，决定采用图4-10的方案，如图A所示，采用了双联滑轮组。按Q=10t，查2表3-2-8取滑轮组倍率ih=3承载绳分支数：Z=2ih=23=6查1附表选型号为G15吊钩组，得其质量：G0=219kg两动滑轮间距L=185mm若滑轮组采用滚动轴承，当ih=3查1表2-1得滑轮组效率：h=0.985钢丝绳所受最大拉力：Smax= =17.29kN查2表1-2-9 得 A6为中级工作级别。查3表2-4中级工作类型（工作级别M6）时安全系数n=6.0钢丝绳计算破断力Sb：Sb=n*Smax=6.017.29=103.74kN查1表选用钢丝绳619W+FC绳纤维芯，钢丝公称抗拉强度1670N/mm2，光面钢丝，右交互捻，直径d=14mm，钢丝绳最小破断拉力Sb=108kN标记如下：钢丝绳 619-14-1670-I-光-右交GB8918-88滑轮的许用最小值经：Dd（e-1）=14（25-1）=336mm式中系数e=30由2表2-4查得，由2表2选用滑轮直径D=335mm 滑轮 E2 14355-90 ZBJ80006.8-87卷筒直径： Dd（e-1）=14（25-1）=336mm由1表13选用D=400mm，卷筒绳槽尺寸由1查表3-3-3槽距P1=16mm，绳槽半径R=8mm卷筒尺寸： L=2（+Z0+4）P1+L1=2（）16+185 =1484mm 取 L=1500mm式中 Z0 附加安全系数，取Z0=2 L1 卷槽不切槽部分长度，取其等于吊钩组动滑轮的间距，即L1=A=185mm（如图B）。实际长度在绳偏斜角允许范围内可以适当增减； D0 卷筒计算直径 D0 =D+d=414mm卷筒壁厚： =0.02D+（610）=0.02400+(610)=1418mm 取 =15mm卷筒壁压应力计算：ymax=72.04106N/m2=72.04MPa选用灰铸铁HT200，最小抗拉强度=195MPa许用压应力：=130MPa 故抗压强度足够 卷筒拉应力验算：由于卷筒长度L3D，尚应校验由弯矩产生的拉应力, 卷筒弯矩图如图B 图B 卷筒弯矩图卷筒最大弯矩发生在钢丝绳位于卷筒中间时： =11368175Nmm 卷筒断面系数：=0.1=0.1=1714592.5式中卷筒外径，=400mm； 卷筒内径，=-2=370mm于是 =6.63MPa 合成应力： =+=8.03+=28.2MPa式中许用拉应力 =48.75MPa 卷筒强度验算通过。故选定卷筒直径=400mm，长度L=1500mm；卷筒槽形的槽底半径=8mm，槽距=16mm；起升高度=12m，倍率=3 卷筒 A4001500-816-123左ZB J80 007.2-87 计算静功率： =28.99KW式中机构总效率，一般=0.80.9，取=0.85 电动机计算功率：=0.828.99=23.2KW式中系数由2表6-1查得，对于级机构，=0.750.85，取=0.8 查1附表30选用电动机JZR2-41-8，其（25%）=16KW，=715rpm，=1.46kg，电动机质量=260kg 按照等效功率法，求=25%时所需的等效功率：=0.50.8728.99=12.61KW式中工作级别系数，查2表6-4，对于M5M6级，=0.5； 系数，根据机构平均起动时间与平均工作时间的比重（/）查得。由2表6-3，一般起升机构/=0.10.2，取/=0.1，由2图6-6查得=0.87。由以上计算结果，故初选电动机能满足发热条件 卷筒转速：=30.46r/min 减速器总传动比:=23.47 查1附表35选ZQ-500-3CA减速器，当工作类型为中级（相当工作级别为M6级）时，许用功率N=21KW，=23.34，质量=3.45，主轴直径=50mm，轴端长=85mm（锥形） 实际起升速度：=13.2=13.27m/min 误差：=100%=100%=0.53%=15% 实际所需等效功率=12.6=12.67KW=23KW 由2公式（6-16）得输出轴最大径向力：= 式中=217290=34580N=34.580KN卷筒上卷绕钢丝所引起的载荷；=4.56KN卷筒及轴自重，参考1附表14估计 R=20.5KNZQ500减速器输出轴端最大允许径向载荷，由1附表36查得。=19.57KN=20.5KN 由2公式（6-17）得输出轴最大扭矩：=（0.70.8）式中=9750=313.6Nm电动机轴额定力矩； =2.8当=25%时电动机最大力矩倍数 减速器传动效率； Nm减速器输出轴最大容许转矩，由1附表36查得。=0.82.821823.340.95=10827Nm=26500Nm 由以上计算，所选减速器能满足要求 所需静制动力矩：= =1.75=256.7Nm式中=1.75制动安全系数，由2第六章查得。 由1附表15选用YWZ5-315/23制动器，其制动转矩=180280Nm，制动轮直径=315mm，制动器质量=44.6 高速联轴器计算转矩，由2（6-26）式： Nm式中电动机额定转矩（前节求出）； =1.5联轴器安全系数； =1.8刚性动载系数，一般=1.52.0。 由1附表29查得YZR-42-8电动机轴端为圆锥形，。从1附表34查得ZQ-500减速器的高速轴为圆锥形。 靠电动机轴端联轴器 由1附表43选用CLZ半联轴器，其图号为S139，最大容许转矩=3150Nm值，飞轮力矩kgm，质量=23.6kg 浮动轴的两端为圆柱形 靠减速器轴端联轴器 由1附表45选用带制动轮的半齿联轴器,其图号为S124,最大容许转矩=3150Nm, 飞轮力矩 kgm,质量38.5kg.为与制动器YWZ5-315/23相适应,将S124联轴器所需制动轮,修改为应用 起动时间：式中=1.465+0.403+1.8=3.668kgm 静阻力矩：Nm平均起动转矩：Nm =1.231s 查2对于380t通用桥式起重机起升机构的，此时1s. 由2式（6-24）得，制动时间：式中 查1表6-6查得许用减速度a0.2,a=v/，因为，故合适。Z 第三节 .小车运行机构方案2.3.1 小车运行机构设计小车运行机构采用全部为闭式齿轮传动，小车的四个车轮固定在小车架的四周，车轮采用带有角形轴承箱的成组部件，电动机装在小车架的台面上，由于电动机轴和车轮轴不在同一个平面上，所以运行机构采用立式三级圆柱齿轮减速器，在减速器的输入轴与电动机轴之间以及减速器的两个输出轴端与车轮轴之间均采用带浮动轴的半齿联轴器的连接方式。2.3.1 确定小车轨距和小车轮距小车轨距和轮距应根据机构布置紧凑的原则，选定查1表4-2的数值。由于轨距和卷筒的尺寸有关必要时可以调整小车轨距。小车轨距为2500mm，小车轮距为3300mm。第三章 桥式起重机大车运行机构的设计3.1设计的基本原则和要求大车运行机构的设计通常和桥架的设计一起考虑，两者的设计工作要交叉进行，一般的设计步骤：1. 确定桥架结构的形式和大车运行机构的传方式2. 布置桥架的结构尺寸3. 安排大车运行机构的具体位置和尺寸4. 综合考虑二者的关系和完成部分的设计 对大车运行机构设计的基本要求是：1. 机构要紧凑，重量要轻2. 和桥架配合要合适，这样桥架设计容易，机构好布置3. 尽量减轻主梁的扭转载荷，不影响桥架刚度4. 维修检修方便，机构布置合理3.1.1机构传动方案大车机构传动方案，基本分为两类：分别传动和集中传动，桥式起重机常用的范围可用分别传动的方案，本设计采用分别传动的方案。3.1.2大车运行机构具体布置的主要问题：1. 联轴器的选择2. 轴承位置的安排3. 轴长度的确定这三着是互相联系的。在具体布置大车运行机构的零部件时应该注意以几点：1. 因为大车运行机构要安装在起重机桥架上，桥架的运行速度很高，而且受载之后向下挠曲，机构零部件在桥架上的安装可能不十分准确，所以如果单从保持机构的运动性能和补偿安装的不准确性着眼，凡是靠近电动机、减速器和车轮的轴，最好都用浮动轴。2. 为了减少主梁的扭转载荷，应该使机构零件尽量靠近主梁而远离走台栏杆；尽量靠近端梁，使端梁能直接支撑一部分零部件的重量。3. 对于分别传动的大车运行机构应该参考现有的资料，在浮动轴有足够的长度的条件下，使安装运行机构的平台减小，占用桥架的一个节间到两个节间的长度，总之考虑到桥架的设计和制造方便。4. 制动器要安装在靠近电动机，使浮动轴可以在运行机构制动时发挥吸收冲击动能的作用。3.2 大车运行机构的计算已知数据：起重机的起重量Q=50/10t，桥架跨度L=25.5m，大车运行速度Vdc=87.3m/min，工作级别为A6，机构运行持续率为JC%=25，起重机的估计重量G=434KN，小车的重量为Gxc=174KN，桥架采用箱形结构，主起升变速挡5档。起重机的总重量G估算：G（t）=0.45Q+0.82L（Q为额定起重量，L为起重机跨度） Gt（t）=0.4G。计算过程如下：3.2.1确定机构的传动方案本起重机采用分别传动的方案如图（2-1）大车运行机构图（2-1）1电动机 2制动器 3高速浮动轴 4联轴器 5减速器 6联轴器 7低速浮动轴 8联轴器 9车轮3.2.2 选择车轮与轨道，并验算其强度按照如图所示的重量分布，计算大车的最大轮压和最小轮压：满载时的最大轮压：Pmax= =187.4KN空载时最大轮压：Pmax= = =146.9KN空载时最小轮压：Pmin= = =70.1KN式中的e为主钩中心线离端梁的中心线的最小距离e=1.5m轮踏面疲劳计算载荷：Pc=148.3KN由1表19-6选择车轮：当运行速度为Vdc=60-90m/min，Q/G=1.15时工作类型为中级时，车轮直径Dc=500mm，轨道为P38的许用轮压为150KN，故可用。1）.疲劳强度的计算疲劳强度计算时的等效载荷：Qd=2Q=0.6*500000=300000N 式中2等效系数，有1表4-8查得2=0.6车论的计算轮压：Pj= KCI r Pd=1.050.89288058 =269190N式中：Pd车轮的等效轮压Pd= = =288058Nr载荷变化系数，查1表19-2，当Qd/G=1.15时，r=0.89Kc1冲击系数，查1表19-1。第一种载荷当运行速度为V=1.5m/s时，Kc1=1.05根据点接触情况计算疲劳接触应力： sj=4000 =4000 =13555Kg/cm2 sj =135550N/cm2式中r-轨顶弧形半径，由3附录22查得r=300mm，对于车轮材料ZG55II，当HB320时，sjd =160000-200000N/cm2，因此满足疲劳强度计算。2）.强度校核最大轮压的计算：Pjmax=KcIIPmax =1.1187400 =206140N式中KcII-冲击系数，由3表2-7第II类载荷KcII=1.1按点接触情况进行强度校核的接触应力：jmax= = =20383Kg/cm2 jmax =203830N/cm2车轮采用ZG55II，查1表19-3得，HB320时， j=240000-300000N/cm2，jmax j 故强度足够。3.2.3 运行阻力计算摩擦总阻力距Mm=（Q+G）（K+*d/2）由1表19-4 Dc=500mm车轮的轴承型号为：22220K， 轴承内径和外径的平均值为：（100+180）/2=140mm由1中表9-2到表9-4查得：滚动摩擦系数K=0.0006m，轴承摩擦系数=0.02，附加阻力系数=1.5，代入上式中：当满载时的运行阻力矩：Mm（Q=Q）= Mm(Q=Q)=b(Q+G)( k +m) =1.5（500000+434000）（0.0006+0.020.14/2） =2486Nm 运行摩擦阻力：Pm（Q=Q）= =9944N空载时：Mm（Q=0）=G（K+d/2） =1.5434000（0.0006+0.020.14/2） =1302NP m（Q=0）= Mm（Q=0）/（Dc/2） =13022/0.5 =5208N3.2.4选择电动机电动机静功率：Nj=PjVdc/（60m ）=994490/60/0.95/2=12.1KW式中Pj=Pm（Q=Q）满载运行时的静阻力(P m（Q=0）=9944N) m=2驱动电动机的台数初选电动机功率：N=Kd*Nj=1.3*12.1=15.7KW式中Kd-电动机功率增大系数，由1表9-6查得Kd=1.3查1附表28