毕业设计--打夯机.docx

目录绪论- 4 -第一章 打夯机传动系统方案设计- 5 -1.1 初选三种方案并进行比对- 5 -1.2 最终方案确定- 6 -1.3 方案机械简图- 6 -第二章 选择电动机型号及规格- 8 -2.1 确定偏心块质量和工作功率- 8 -2.1.1 确定偏心块质量- 8 -2.1.2 确定电机所需功率- 9 -2.2电动机类型的选择- 10 -第三章 传动装置的运动和动力参数计算- 11 -3.1 传动装置传动比- 11 -3.1.1 确定传动装置的总传动比- 11 -3.1.2 分配传动装配传动比- 11 -3.2 各轴的动力参数计算- 11 -3.2.1 各轴转速计算- 11 -3.2.2 各轴输入功率计算- 11 -3.2.3 各轴输出功率计算- 12 -3.2.4 轴4的转矩计算- 12 -3.2.5 轴6的转矩计算- 12 -第四章 打夯机传动带设计- 14 -4.1 第一级带传动设计- 14 -4.1.1 第一级带传动计算功率- 14 -4.1.2 选择V带类型- 14 -4.1.3 确定带轮的基准直径并验算带速- 15 -4.1.4 确定V带的中心距和基准长度- 15 -4.1.5 验算一级带传动小带轮的包角- 16 -4.1.6 计算第一级带传动的根数Z- 16 -4.1.7 计算单根V带的张紧力的最小值- 16 -4.1.8 计算压轴力- 17 -4.1.9 第一级带传动带轮结构设计- 17 -4.2 第二级带传动设计- 17 -4.2.1 带轮转速计算- 17 -4.2.2 计算带速- 18 -4.2.3 确定第二级带传动的中心距和基准长度- 18 -4.2.4 验算小带轮的包角- 18 -4.2.5 计算第二级带传动的根数- 19 -4.2.6 计算单级V带的张紧力的最小值- 19 -4.2.7 计算压轴力- 19 -4.2.8 第二级带传动带轮结构设计- 20 -4.3 V带疲劳强度及寿命校核- 20 -4.3.1 带的工作应力计算- 20 -4.3.2 带的寿命设计- 21 -第五章 轴的设计- 23 -5.1 轴6的设计- 23 -5.1.1 初步确定轴6的尺寸- 23 -5.1.2 轴6的整体设计- 23 -5.1.3 轴6的受力校核- 24 -5.2 轴4的设计- 27 -5.2.1 初步确定轴4的尺寸- 27 -5.2.2 轴4的整体设计- 27 -5.2.3 轴4的受力校核- 28 -5.3 与电动机相连的轴的设计- 31 -5.3.1 初步确定该轴的尺寸- 31 -5.3.2 该轴的整体设计- 32 -第六章 键的选择与校核- 33 -6.1 第一级带传动小带轮键的选择与校核- 33 -6.1.1 键的选择- 33 -6.1.2 键的校核- 33 -6.2 第一级带传动大带轮键的选择与校核- 35 -6.2.1 键的选择- 35 -6.2.2 键的校核- 35 -6.3 第二级带传动小带轮键的选择与校核- 36 -6.3.1 键的选择- 36 -6.3.2 键的校核- 36 -6.4 第二级带传动大带轮键的选择与校核- 37 -6.4.1 键的选择- 37 -6.4.2 键的校核- 37 -第七章 紧固螺栓的选择与强度校核- 38 -7.1 轴6上轴承座与夯头连接螺栓的选择与校核- 38 -7.1.1 螺栓的选择- 38 -7.1.2 螺栓的校核- 38 -7.2 偏心块与轮4连接螺栓的强度校核- 39 -7.2.1 螺栓的选择- 39 -7.2.3 螺栓的校核- 39 -第八章 联轴器的选择- 40 -8.1 类型选择- 40 -8.2 载荷计算- 40 -8.3 型号参数- 40 -8.4 校核最大转速- 40 -第九章 夯头架及底座的外形设计- 42 -9.1 夯头架外形尺寸设计- 42 -9.1.1 材料选择- 42 -9.1.2 外形尺寸设计- 42 -9.1.3 夯头架的整体尺寸- 43 -9.2 底座设计- 43 -参考文献- 44 -课程设计心得- 45 -绪论1、打夯机的功能要求蛙式打夯机的工作原理是通过带传动，夯机体在偏心块离心力的作用下做上下冲击振动，从而压实物料。利用旋转惯性力的原理制成，由夯头、夯架、偏心块、皮带轮和电动机等组成。电动机及传动部分装在底座上，夯架后端与传动轴铰接，在偏心块离心力作用下，夯架可绕此轴上下摆动。夯架前端装有夯头，当夯架向下方摆动时就夯击土壤，向上方摆动时使底座前移。因此，蛙式夯夯锤每冲击一次，机身即向前移动一步。主要用于路面工程、地面作业等领域2、机器工作条件（1）载荷性质 冲击载荷；（2）工作环境 适用于夯实灰土和素土的地基，地坪及场地平整；（3）运动要求 输送带运动速度误差不超过5%；（4）使用寿命 8年，每年350天，每天16小时；（5）动力来源 电力拖动，三相交流，电压380/220V；（6）检修周期 半年一次检修，三年一次大修；（7）生产条件 小型机械厂，大批量生产。3、工作装置技术数据（1）打夯机能量： J= 70 斤米；（2）夯击频率： f= 120 次/分；（3）起跳高度： h= 20 厘米.4、提交设计成品需要提交的设计成品：纸质版、电子版（以班级学号中文姓名作为文件名）各1份。内容包括：（1）总装配图一张；（2）主要零部件的零件图若干张；（3）设计计算说明书一份。第一章 打夯机传动系统方案设计1.1 初选三种方案并进行比对图1-1传动方案1 链传动，如图1-1所示。与带传动相比优点：1.能保持准确的平均传动比；2.传动尺寸相同时，传动能力较大；3.传动效率较高；4.张紧力小，压轴力较小；5可在温度较高，湿度较大，有油污，腐蚀等恶劣条件下工作；缺点：1.工作冲击、噪声较大，不如带传动平稳；2.只能平行轴间的传动图1-2传动方案2 带传动，如图1-2所示。优点：1.带具有弹性，能够缓冲吸振，噪声小；2.过载时带在带轮上打滑，可以防止其他零件的损坏，起安全保护的作用：3.适用于中心距较大的场合；4.结构简单，装拆方便，成本较低。缺点：1.带传动有相对滑动，传动比不恒定；2.传动效率低，带的寿命较短；3.传动的外轮廓尺寸较大；4.需要张紧，支撑带轮的轴和轴承所受力较大；5.不宜用在高温、易燃等场合。图1-3传动方案3 齿轮传动，如图1-3所示。优点：1.效率高；2.结构紧凑；3.工作可靠，寿命长；3.传动比稳定。缺点：1.齿轮传动的制造及安装精度要求高；2.造价较高；3.不宜传动距离过大的场合。1.2 最终方案确定综合考虑上述各个方案优缺点及实际工作情况，现选取方案2为最佳方案（图1-2）。1.3 方案机械简图由以上方案得到机械简图如图1-4所示：图1-4图中各构件名称如下：1、电动机；2、出轴带轮1；3、V带；4、轴；5、减速大带轮2； 6、轴；7、输出大带轮4；8、轴承座；9、偏心块；10、夯头底板；11、连接螺栓；12、支承架；13、张紧螺钉；14、电机支架；15、底板第二章 选择电动机型号及规格2.1 确定偏心块质量和工作功率2.1.1 确定偏心块质量设计要求为打夯机能量J=140斤米，所以打击力F=700N 。打击力由夯头重力和偏心块离心力组成。但当夯头抬升时，离心力应该大于夯头重力，这样才能实现夯头上升与机体前移。根据已知条件 夯击频率f= 100-120 次/分，所以取大带轮6的转速为n=120r/min, 为使轴7径向与轴向空间布置合理，先选取偏心块厚度为20mm，其他尺寸如图2-1所示：图2-1图中直径400mm为大带轮6的直径。由式确定离心力的大小，其中R为偏心块质心到轴7中心的距离。计算过程如下：偏心块近似形状如图2-2所示：图2-2由扇形形心计算公式得选用铸钢材料，其密度为=7.8kg/cm ，由图2-1中尺寸计算偏心块质量为： 离心力为： 2.1.2 确定电机所需功率为控制机体长度，现选取轴4到轴7距离为L=600mm。计算工作时所需的功率为：因为所选方案包括二级带传动，两对滚动轴承和凸缘联轴器，查机械设计课程设计手册（第三版）得，所以传动装置的总效率为:电动机所需功率为：2.2电动机类型的选择电动机的类型根据动力源和工作条件，选用Y系列三相异步电动机。选用常用的同步转速为1500r/min 和 1000r/min 两种。根据电动机所需的功率和同步转速可初步选取两种电动机方案如下：表2-1方案电动机型号额定功率同步转速满载转速1Y112M-24300028902Y112M-4410001440 由上表可知，方案1传动比大，为了能合理地分配传动比，使传动装置结构紧凑，所以选则方案2，即选用电动机Y112M-4。第三章 传动装置的运动和动力参数计算3.1 传动装置传动比3.1.1 确定传动装置的总传动比由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速,可得传动装置的总传动比。3.1.2 分配传动装配传动比式中、分别为一级、二级带传动的传动比，为使带传动外轮廓尺寸不至于过大，初步选取，故。3.2 各轴的动力参数计算3.2.1 各轴转速计算轴4的转速为：轴6的转速为：3.2.2 各轴输入功率计算由于轴4经一级带传动和联轴器与电动机相连，且由一对滚动轴承支撑，经查询机械设计课程设计手册（第三版）得带传动效率，滚动轴承对传动影响的效率为，联轴器的传动效率，故轴4的输入功率为：由于轴6经第二级带传动与轴4相连，且由一对滚动轴承支撑，故轴6的输入功率为：3.2.3 各轴输出功率计算轴4经第二级带传动将动力输出给轴6，故轴4的输出功率为：轴6由一对滚动轴承支撑，故轴6的输出功率为：3.2.4 轴4的转矩计算电动机轴的输出转矩为：轴4的输入转矩为：轴4的输出转矩为：3.2.5 轴6的转矩计算轴6的输入转矩为：轴6的输出转矩为：整理上述计算出的运动和动力参数，如表3-1所示：表3-1轴功率kW转矩N m转速r/min输入输出输入输出轴43.233.1064.9264.27480轴63.073.04246.80244.33120第四章 打夯机传动带设计4.1 第一级带传动设计4.1.1 第一级带传动计算功率经查询得工作情况系数=1.1，故传动功率为：=P=1.14=4.4kW4.1.2 选择V带类型根据计算功率，电动机满载转速，经查表得，应选用A型普通V带,截面如图4-1所示，各尺寸值如表4-1所示。图4-1名称节宽顶宽高度楔角横截面积数值11.013.08.081表4-14.1.3 确定带轮的基准直径并验算带速初选小带轮的基准直径，经查表得小带轮的基准直径=90mm。验算带速V如下：因为 5m/sV30m/s ，故带速符合要求。计算大带轮的基准直径为：经查表可得，可圆整为=280mm 。4.1.4 确定V带的中心距和基准长度经查表，初定中心距为=500mm。V带所需的基准长度为：经以上计算和查表选择一级带传动的基准长度为=1600mm计算一级带传动的实际中心距为：中心距的变化范围计算为：所以中心距的变化范围为476548mm。4.1.5 验算一级带传动小带轮的包角第一级带传动小带轮的包角为：4.1.6 计算第一级带传动的根数Z计算单根V带的额定功率根据，查表可得；根据，且选用A型普通带，查表可得；查表可得，。所以单根V带的额定功率为：第一级V带传动根数为： 所以应取根数Z=4 。4.1.7 计算单根V带的张紧力的最小值单根V带的张紧力的最小值为：因为所计算出的数据是最小张紧力值，所以应使该带的实际张紧力值 。4.1.8 计算压轴力对轴4的压轴力的最小值为：因为所计算出的数据是最小压轴力值，所以应使该带的实际压轴力值 。4.1.9 第一级带传动带轮结构设计 如附图：零件编号为1001和1002。4.2 第二级带传动设计4.2.1 带轮转速计算根据图2-1中所设，第二级带传动大带轮即带轮6的直径为，且轴6的转速，轴4的转速，所以第二级带传动小带轮的转速为，大带轮的转速为。第二级带传动小带轮直径为：4.2.2 计算带速第二级带传动的带速为：4.2.3 确定第二级带传动的中心距和基准长度初选带所需的中心距为。计算第二级带基准长度为：经查表可选第二级带传动的基准带长为。计算第二级带传动实际中心距为：中心距的变化范围为：所以中心距的变化范围为。4.2.4 验算小带轮的包角第二级带传动小带轮的包角为：所以该小带轮包角符合条件。4.2.5 计算第二级带传动的根数计算单根V带的额定功率根据，查表可得；根据，且选用A型普通带，查表可得；查表可得，。所以单根V带的额定功率为：第二级V带传动的根数为：所以取根数为。4.2.6 计算单级V带的张紧力的最小值查表得A型普通V带的单位长度质量，所以第二级带传动单级V带的张紧力的最小值为：4.2.7 计算压轴力第二级带传动的压轴力最小值为：4.2.8 第二级带传动带轮结构设计 如附图，零件编号为2001和2002。4.3 V带疲劳强度及寿命校核4.3.1 带的工作应力计算带在传动过程中，其工作应力情况如图4-2所示。图4-2根据前面的计算得，第一级带传动的大小带轮张紧力为，而第二级带传动大小带轮上的张紧力为，在计算带轮寿命的过程中，本设计仅对通过对第二级带传动小带轮上的应力及带的寿命进行计算。选择此带轮的原因是：第二级带传动的张紧力比第一级的张紧力大，且其上的小带轮直径比大带轮小，带在小带轮上的应力循环次数较多，对带的影响也较为明显。第二级带传动的带速已经由4.2.2中计算出，为。所以带传动的有效圆周力为：因为，其中为传动带工作表面上的总摩擦力，又因为，所以可得：所以紧边拉力和松边拉力：张紧应力为：由于带速，因此离心力可以忽略不计。取普通V带的弹性模量为E=300MPa，则带绕在小带轮上引起的弯曲应力为：V带的疲劳强度条件为：4.3.2 带的寿命设计带的许用疲劳强度为： 第五章 轴的设计5.1 轴6的设计5.1.1 初步确定轴6的尺寸45钢调制后冷热加工性能优良，机械性能较好，价格低廉，来源广泛，所以本设计中轴的材料选用均选用45钢调制使用。查询机械设计（第八版）可得45钢调制的切变模量，剪切疲劳极限，许用单位扭转角=1.0/m。由于本设计产品需要人工操作，且工作条件一般较差，同时轴6是连接机体前后部分的重要零件，故应该取较大的安全系数，此处取。所以轴的许用剪切应力为。轴6上的最大转矩为：由扭转强度条件可得：由扭转刚度条件可得：综合上述计算可得出：。初取轴6的直径为。5.1.2 轴6的整体设计轴6上主要安装的零件有第二级带传动大带轮、夯头架，固定套筒，一对滑动轴承。所以轴6的长度应该大于以上几个零件宽度之和。因为工作时偏心块绕轴6转动，带动夯头夯击地面，故在校核轴的尺寸时，主要考虑轴6弯曲变形。查询GBT2560-1991，选取一对HZ050的滑动轴承，其宽度B=75mm；大带轮轮毂长度L=80mm，故初选轴6长度，其他尺寸如图5-1所示。图5-15.1.3 轴6的受力校核由2.1.1可得轴6上所受的离心力，同时外加夯头和第二级带传动大带轮的重力合力G。压轴力轴6的受力简图如图5-2所示。图5-2根据以上受力简图可得出：解得： 由以上计算可以得出轴6所受弯矩图如图5-3所示。图5-3 参考机械设计（第八版），由于轴6只承受单向转矩，为脉动循环变应力，故折合系数应取，则轴6所受的当量弯矩为：轴6所受的外加转矩图如图5-4所示。图5-4轴6所受的当量弯矩如图5-5所示。图5-5查询机械设计（第八版）可得45钢调制在对称循环变应力时轴的许用弯曲应力。轴6的计算应力为：轴的弯扭合成强度条件为：所以轴6强度符合条件，即轴6所选尺寸合适。5.2 轴4的设计5.2.1 初步确定轴4的尺寸轴4同样选用45钢调制，所以各许用值与轴6基本相同。轴4上的最大转矩为：由扭转强度条件可得：由扭转刚度条件可得：综合上述计算可得出：。初取轴4的直径为。5.2.2 轴4的整体设计轴4上安装的主要零件有第一级带传动的大带轮、第二级带传动的小带轮、两对滑动 轴承，所以轴4的长度应该大于以上几个零件宽度之和。查询GBT2560-1991，选取一对HZ045的滑动轴承，其宽度B=70mm；第一级带传动大带轮轮毂长度L=65mm，第二级带传动小带轮轮毂长度L=故初选轴4长度，其他尺寸如图5-6所示。图5-65.2.3 轴4的受力校核查询手册可得45钢的密度为，所以轴4的重力为：第二级带传动小带轮的重力为：第一级带传动大带轮的重力为：压轴力轴4的受力简图如图5-7所示。图5-7根据以上受力简图可得出：解得： 由以上计算可以得出轴4所受弯矩图如图5-8所示。图5-8 参考机械设计（第八版），由于轴4只承受单向转矩，为脉动循环变应力，故折合系数应取，则轴4所受的当量弯矩为：轴4所受的外加转矩图如图5-9所示。图5-9轴4所受的当量弯矩如图5-10所示。图5-10查询机械设计（第八版）可得45钢调制在对称循环变应力时轴的许用弯曲应力。轴4的计算应力为：轴4的弯扭合成强度条件为：所以轴4强度符合条件，即轴4所选尺寸合适。5.3 与电动机相连的轴的设计5.3.1 初步确定该轴的尺寸该轴材料同样选用45钢调制。由于该轴通过联轴器与电动机相连，故该轴上的外加转矩为：由扭转强度条件可得：由扭转刚度条件可得：综合上述计算可得出：。初取该轴的直径为。5.3.2 该轴的整体设计该轴上只安装了第一级带传动小带轮，初选该轴长度为，其他尺寸如图5-11所示。图5-11第六章 键的选择与校核6.1 第一级带传动小带轮键的选择与校核6.1.1 键的选择在本设计中，所选择的键的类型均为A型圆头普通平键，其材料为45钢。因为预计其强度符合要求，且成本低廉。第一级带传动小带轮所在轴为与电动机通过联轴器相联的轴，其公称直径，设其上的键为键1。查询机械设计课程设计手册（第三版），选择选择正常连接方式，键长，可得键1及其键槽的尺寸如表6-1所示。表6-1轴键键槽公称直径公称尺寸宽度深度半径公称尺寸极限偏差轴毂轴毂公称尺寸极限偏差公称尺寸极限偏差最小最大2880-0.0364.0+0.203.3+0.200.160.256.1.2 键的校核因为普通平键连接，其主要失效形式是工作面被压溃。除非有严重过载，一般不会出现键的剪断。因此，本设计中 只按工作面上的挤压力进行强度校核计算。平键连接传递转矩时，连接中各零件的受力情况如图6-1所示。图6-1假定载荷在键的工作面上均匀分布，普通平键连接的强度条件为：式中：k为键与轮毂键槽的接触高度，k=0.5h。 l为键的工作长度，l=L-b。经查询机械设计（第八版）取冲击载荷下，钢制普通平键的许用挤压应力为。键1的强度校核为：所以键1符合要求。6.2 第一级带传动大带轮键的选择与校核6.2.1 键的选择第一级带传动大带轮在轴4上，轴4公称直径，设该带轮上的键为键2。查询机械设计课程设计手册（第三版），选择，选择正常连接方式，键长，可得键2及其键槽的尺寸如表6-2所示。表6-2轴键键槽公称直径公称尺寸宽度深度半径公称尺寸极限偏差轴毂轴毂公称尺寸极限偏差公称尺寸极限偏差最小最大50140-0.0435.5+0.203.8+0.200.250.406.2.2 键的校核键2的强度校核为：所以键2符合要求。6.3 第二级带传动小带轮键的选择与校核6.3.1 键的选择第二级带传动小带轮在轴4上，轴4公称直径，设该带轮上的键为键3。查询机械设计课程设计手册（第三版），选择，选择正常连接方式，键长，可得键3及其键槽的尺寸如表6-3所示。表6-3轴键键槽公称直径公称尺寸宽度深度半径公称尺寸极限偏差轴毂轴毂公称尺寸极限偏差公称尺寸极限偏差最小最大50140-0.0435.5+0.203.8+0.200.250.406.3.2 键的校核键3的强度校核为：所以键3符合要求。6.4 第二级带传动大带轮键的选择与校核6.4.1 键的选择第二级带传动大带轮在轴6上，轴6公称直径，设该带轮上的键为键4。查询机械设计课程设计手册（第三版），选择，选择正常连接方式，键长，可得键4及其键槽的尺寸如表6-4所示。表6-4轴键键槽公称直径公称尺寸宽度深度半径公称尺寸极限偏差轴毂轴毂公称尺寸极限偏差公称尺寸极限偏差最小最大60180-0.0437.0+0.204.4+0.200.250.406.4.2 键的校核键4的强度校核为：所以键4符合要求。第七章 紧固螺栓的选择与强度校核7.1 轴6上轴承座与夯头连接螺栓的选择与校核7.1.1 螺栓的选择本设计中的螺栓全部采用价格较低的GB/T5782-2000六角头螺栓A级。由于该处螺栓连接轴6轴承座与夯头，该处螺栓在工作时主要受到螺栓轴向拉压的影响。经查询机械设计课程设计手册（第三版），现初步选取GB/T 5780 M2490螺栓四个。7.1.2 螺栓的校核夯头抬升时，螺栓上的应力由减去轴6的重力和第二级带传动大带轮的重力造成。而当夯头下降时，螺栓上的应力由夯头的重力造成，此时应力比上升时的应力大，所以选择此种情况下对螺栓进行校核。此时单个螺栓所受的最大工作拉力为： 此处为一搬连接，工作载荷稳定，查询机械设计（第八版）取残余预紧力，所以单个螺栓的总拉力为：查询机械设计（第八版），性能等级为8.8的螺栓抗拉强度极限，取安全系数为n=5，则螺栓许用拉应力，于是该处螺栓的计算拉伸强度为：所以该处所选螺栓符合条件。7.2 偏心块与轮4连接螺栓的强度校核7.2.1 螺栓的选择此处同样选择GB/T 57802000 M20120螺栓两个。7.2.3 螺栓的校核在工作的过程中，该处螺栓受到的主要力为偏心块在转动过程中对其的剪切力。故在校核其强度时，只需检验离心力对螺栓的剪切。单个螺栓所受剪切工作力为：取，许用挤压应力，所以该处螺栓的挤压强度为：取许用剪切应力，所以该处的剪切强度为：综合上述计算，该处所选螺栓符合条件。第八章 联轴器的选择8.1 类型选择由于刚性联轴器具有构造简单，成本低廉，可传递较大转矩，对称性较好等特点。所以优先考虑刚性联轴器中的凸缘联轴器。8.2 载荷计算公称转矩为：查询机械设计（第八版），得工作情况系数。所以计算转矩为：8.3 型号参数型凸缘联轴器的主要参数如 表9-1所示。型号公称转矩mm许用转速r/min轴孔直径mm轴孔长度DmmD1mmbmmb1S转动惯量质量kgY型J 型GY4631000028624410045304660.00252.388.4 校核最大转速被连接轴的转速为：所以选用次联轴器符合要求。第九章 夯头架及底座的外形设计9.1 夯头架外形尺寸设计9.1.1 材料选择本设计中夯头架选用铸造加焊接制作。因为夯头架受.3冲击力，查询机械设计课程设计手册（第三版），选用焊接性能良好且塑性高于铸铁的牌号为ZG230-450的铸造碳钢。其抗拉强度，屈服强度为。9.1.2 外形尺寸设计夯头架示意图如图9-1所示，其中夯头架与夯头之间为焊接。图9-1图9-1中，夯头架各部分横截面全部为矩形。选用矩形的原因是矩形截面制造方便，且便于焊接与其他零件的安装。由于夯头架与轴4相连，此处取夯头架的厚度为B=20mm。夯头架尺寸截面处的主要受力为离心力。取安全系数为，取许用拉应力为。所以此处计算为：取。尺寸处截面的主要受力为总力F。所以此处计算为：取。9.1.3 夯头架的整体尺寸夯头架的整体尺寸如附图所示。9.2 底座设计查询课程设计机械设计手册（第三版），底座上的各数据如表9-1所示。表9-1名称符号尺寸关系数值/mm底座壁厚取最小值8底座凸缘厚度12螺栓至外机壁距离查表1834螺栓至凸缘边缘距离查表1628大带轮顶圆与内