1、西南大学工程技术学院课程设计 (论文)1机械设计课程设计杨屹立西南大学工程技术学院2005 级机械设计制造及其自动化 1 班指导教师：杨玲1.课程设计目械设计课程是培养学生机械设计能力的技术基础。机械设计课程设计是机械设计课程的重要实践教学环节，其基本目的是：1) 通过课程设计，综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论和实际知识，培养分析和解决实际问题的能力，掌握机械设计的一般规律，树立正确的设计思想;2） 学会从机器功能要求出发，合理选择执行机构和传动机构的类型，制定传动方案，合理选择标准部件的类型和型号，正确计算零件的工作能力，确定其尺寸、形状、结构及材料，并考虑制造工艺、使用、维护、经济
2、和安全等问题，培养机械设计能力；3) 通过课程设计，学习运用标准、规范、手册、图册和查阅科技文献资料以及计算机应用等，培养机械设计的基本技能和获取有关信息的能力。在本课程设计中用计算机绘图或手工绘图都能达到以上基本要求，但是由目前发展趋势应尽量采用计算机绘图。2.课程设计题目带式运输机传动装置的设计。3.课程设计步骤西南大学工程技术学院课程设计 (论文)23.1 设计准备3.1.1 阅读设计任务书3.1.2 看录像、拆装减速器3.1.3 阅读有关资料3.2 传动装置的总体设计3.2.1 选择传动方案选择展开式二级圆柱齿轮减速器3.2.2 选择电动机类型工作机的效率 1w传动装置中各部分的效率,
3、查表 1-718 级精度的一般齿轮传动效率 0.97齿弹性联轴器传动效率 0.92l齿式联轴器传动效率 球轴承传动效率 .()球 一 对滚子轴承 0.9滚 一 对电动机至工作机之间传动装置的总效率 0.92.097.80.90.879l 球 齿 齿 滚 滚工作机所需输入功率 21.421wFPKW所需电动机功率 .4.753089d1 吴宗泽、罗圣国主编,第 5 页。西南大学工程技术学院课程设计 (论文)3由 ,得 。601wDn601601.87.53min24rD查表 13-22,得圆柱齿轮传动单级传动比常值为 35,故电动机转速的可选范围:。1()(35)87.3.87.inwni r对
4、 Y 系列电动机通常多选用同步转速为 1000r/min 或 1500r/min 的电动机,故选用同步转速为 1500r/min。查表 12-1,选用 Y100L2-4,额定功率 3KW,满载转速 1430r/min,电动机极数为 4，轴伸尺寸 0.942863.2.3 计算总传动比和分配各级传动比传动装置的总传动比要求为 14306.87.5mwni式中： 电动机满载转速,r/min.mn一般推荐展开式二级圆柱齿轮减速器高速级传动比 ,取21i)5.3(i.124.78,316ii3.2.4 计算传动装置运动和动力参数该传动装置从电动机到工作机有三轴,依次为、轴,则:1.各轴转速 1430m
5、innr129.8i.7ri2537n6m式中: 为电动机满载转速,r/min;n、 、 分别为、轴转速,r/min;为高速轴,为低速轴.12.各轴功率 2.7530.92.731dlPKW50.92.7092.63dl KW 齿 球 齿 球2 吴宗泽、罗圣国主编,第 188 页。西南大学工程技术学院课程设计 (论文)42.7530.9.709.82.493dlPP KW齿 滚 齿 球 齿 滚式中: P d为电动机输出功率,KW;P、 P 、P 分别为、轴输入功率,KW；3.各轴转矩 669.5109.5102.73401823.5TnNm9.764P66.9.1 3.3 传动零件的设计计算3
6、.3.1 第一级齿轮传动设计计算因传动无严格限制,生产批量小,故小齿轮用 40Cr,调质处理,硬度241HB286HB,平均取为 260HB;大齿轮用 45 钢,调质处理,硬度为 229HB286HB,平均取为 240HB.齿轮采用非对称支承结构安装。计算步骤如下:计 算 及 说 明 结 果齿面接触强度计算1.初步计算转矩 T1, 823.50Nm齿宽系数 ,由表 12.133,取d0.1dAd值,由表 12.16,估计 ,取8A接触疲劳极限 ,由图 12.17c,得limHMPa50Pa7102lili 初步计算的许用接触应力 :Ha63971.9.1limH1P528002li2 1823
7、.50TNmdAMPa710limH582liPa6391HM52()4.78iu3 第四版,邱宣怀主编,高等教育出版社,第 204243 页。西南大学工程技术学院课程设计 (论文)5传动比 i, ()4.782u初步计算小齿轮直径 d1 , ,取23138.1dum145d初步齿宽 b , 1.045d2.校核计算 圆周速度 ,v13.766nms精度等级 由表 12.6，选用 8 级齿数 Z1、模数 和螺旋角 :m，取 Z2=10521,05.4iZ,由表 12.3,取14tdnm(和估计值接近)arcosarcs1652.04ntm使用系数 KA 由表 12.9, A动载系数 Kv,由图
8、 12.9, .8V齿间载荷分配系数 h1283.501.64tTFNd.2/At mbcosZ.38121. 651.701sin.2tantan.50dbm3.7tt0arcnarc2osos165t s.98bnt1mb3.7vms8 级精度，12,05Znm1265.AK8V1.74HK西南大学工程技术学院课程设计 (论文)6由此得 22cos1.67098.4HFbK齿向载荷分布系数 ,由表 12.11,2310.6()1.70.6145.HABCbd 载荷系数 ,K58.773AVH弹性系数 ,由表 12.12,EZMPa.9ZE节点区域系数 ,由图 12.16,H24H重合度系数
9、 ,由式 12.31,因 故1,取10.7.6Z螺旋角系数 ,cos12650.9接触最小安全系数 ,由表 12.14,得 (一般可靠)minHSSminH总工作时间 ,ht4250h应力循环次数 :LN91163160.372810hnt92.372804.2.8Li接触寿命系数 ,由图 12.18, ,NZ19NZ2.5N许用接触应力 :Hlim1170.65.0NMPaSli2258324.HZ验算 12HEKTubdA23.718.50471189.450.794.82A1.453HK7MPa8.9ZE245H0.7Z95.1SminH60ht91.3728LN012.9,1.5NNZ
10、16.0HMPa2354验算合格西南大学工程技术学院课程设计 (论文)72478.1HMpa计算结果表明,接触疲劳强度较为合适,齿轮尺寸无须调整。3.确定传动主要尺寸中心距 a145.782130.952di m实际分度圆直径 ,1.0m214.7821.90di齿宽 ,b45db取 ，齿根弯曲疲劳强度验算齿形系数 :FY1332cos65VZ23305cos6VZ由图 12.21, ,1.7FY2.18F应力修正系数 ,由图 12.22, ,S .5SY21.8S重合度系数 ,Y12.83()cosVVZ 1.832()cos265.70.750.7.VY螺旋角系数 , 75.012.51m
11、in(当 .)计 算按时 ,故min2.10.901YY .9齿间载荷分配系数 ,FK3172.6r前已求得 ,故.74rFY4F齿向载荷分配系数 ,由图 12.14, ,F5102.bh.41FK130.95am4d2.125,b13VZ2V1.67FY281.5S20.7Y0.9Y1.74F3.62MPa01limF西南大学工程技术学院课程设计 (论文)8载荷系数 ,K1.258.7413.62AVF弯曲疲劳极限 ,由图 12.23c, ,limMPa60limFMPa4502limF弯曲最小安全系数,由表 12.14, 25.1SminF应力循环次数 ,LN9116043061.3728
12、0ht9821.372847Li弯曲寿命系数 ,由图 12.24, ,NY91N2.NY尺寸系数 ,由图 12.25,X.0X许用弯曲应力 Flim11n6.891427.5NXFYMPaSli22038.F验算 111 123.68.50267.0.983.64FFSn FKTYbdmMPa 221 218.3.41.FSF FY传动无严重过载,故不做静强度校核。MPa4502limF.1Sin12.89,0.4NNY.X1427.0FMPa38验算合格。3.3.2 第二级齿轮传动设计计算因传动无严格限制,生产批量小,故小齿轮用 40Cr,调质处理,硬度取为 280HB;大齿轮用 45 钢,
13、调质处理,硬度取为 260HB。齿轮采用非对称支承结构.计算步骤如下:计 算 及 说 明 结 果齿面接触强度计算1.初步计算转矩 T2, 8376.45Nm齿宽系数 ,由表 12.13,取d0.1d28376.45TNm01d西南大学工程技术学院课程设计 (论文)9Ad值,由表 12.16,估计 ,取138dA接触疲劳极限 ,由图 12.17c,得limHli1li27050MPaPa初步计算的许用接触应力: 1lim10.9.70639H a2li2582MP传动比 ,i()3.4u初步计算小齿轮直径 ,1d23164.70du初步齿宽 b , 1.07dm2.校核计算 圆周速度 ,v129
14、.381.66ns精度等级 选用 8 级齿数、模数和螺旋角: 121 2,3.462895.4,Z96Zi取,由表 12.3,取1758tdm.5nm(和估计值接近).arcosarcs1302749nt使用系数 KA ,表 12.9, .A动载系数,由图 12.9, 0V齿间载荷分配系数 h218376.452.87tTFNd.01/AtKmbcosZ2.38218dAlim170HMPali2581639HPa25M()3.7iu172dm取b1.3/vms8 级精度12,96Z.5nm301.2AKV西南大学工程技术学院课程设计 (论文)101.832cos3210.68961sin.t
15、antan2.15dbZm.8253.tt20arcnarc37osos1t s132020.98bnt由此得 2cos1.675HFbK齿向载荷分布系数 ,由表 12.11,23120.6()01.7.61721.4HABCd 载荷系数 ,K.5.5AVH弹性系数 ,由表 12.12,EZ89EZMPa节点区域系数 ,由图 12.16,H2.4H重合度系数 ,由式 12.31,因 ,故1,取10.7.68Z螺旋角系数 ,cos1320.9接触最小安全系数 ,由表 12.14,得 (一般可靠)minHS5SminH总工作时间 ,ht42506h应力循环次数 : LN812619.3802.71
16、0hnt872.70.46Li接触寿命系数 ,由图 12.18, ,NZ1.NZ2.6N许用接触应力 H1.75HK1.47HK3.5MPa89ZE2.4H0.7Z.9051SminH812.70LN412.,1.6NNZ西南大学工程技术学院课程设计 (论文)11lim1170.143.85HNZMPaSli2286.H验算 21223.54876.341189.40.79.5HEHKTuZbdMpaAA计算结果表明,接触疲劳强度较为合适,齿轮尺寸无须调整.3.确定传动主要尺寸中心距 a1723.41658.976di m实际分度圆直径 121,.245.mdi齿宽 ,取b1.07d128,7
17、bm齿根弯曲疲劳强度验算齿形系数 :FY133209cos1VZ233969cos0VZ由图 12.21, ,1.5FY2.1F应力修正系数 ,由图 12.22, ,S .62SY1.8S重合度系数 ，Y12.83()cosVVZ 1.2()01.6990750.75.26VY螺旋角系数 , 75.012.1min1743.8HMPa260验算合格。 158.976am2d45.9128,7b19VZ21.5FY291.6S28Y西南大学工程技术学院课程设计 (论文)12(当 .)计 算按时 1,，故min3.5110.89202YY 0.89齿间载荷分配系数 ,FK36r前已求得 ,故.75
18、rFY175F齿向载荷分配系数 ,由图 12.14, ,F21.8.bh1.4FK载荷系数 , 1.50.743.7AVFK弯曲疲劳极限,由图 12.23c, ,lim6MPaPa502limF弯曲最小安全系数,由表 12.14, 5.1SinF应力循环次数 , ,LN812.707240LN弯曲寿命系数 ,由图 12.24, ,Y9.12.Y尺寸系数 ,由图 12.25,X0.X许用弯曲应力 Flim11n6.9214.65NXFYMPaSli220380.F验算 211 13.4786.51.6209.813.0FFSn FKTYbdmMPa 221 213.8FSF pY传动无严重过载,
19、故不做静强度校核。0.69Y0.89Y1.75FK43.lim160FMPa452li.SinF92.0Y1N4.X14.6FMPa2380验算合格。西南大学工程技术学院课程设计 (论文)13表 1 传动零件设计计算小结名称 材料 硬度 齿数 齿宽 mn 分度圆直径齿轮 40Cr 260HB 22 55mm 2 1265 45.000mm齿轮 45 240HB 105 45mm 2 1265 215.190 mm齿轮 40Cr 280HB 28 82 mm 2.5 133210 72.000mm齿轮 45 260HB 96 72mm 2.5 133210 254.952 mm3.4 画装配草图
20、3.4.1 初估轴径在画装配草图前需初估轴径,从而提高设计效率,减少重复设计的工作量,并尽可能的降低生产成本。三根轴都选用 40Cr 材料。由式 16.24,得各轴的最小直径分别为:332.710.65PdCmn330398 332.4101.975PdCmn式中: C 为轴强度计算系数,40Cr 所对应的系数为 102考虑到实际情况,可将这三轴的最小轴径定为 25mm,50mm 和 35mm。3.4.2 初选联轴器联轴器除联接两轴并传递转矩外,有些还具有补偿两轴因制造和安装误差而造成的轴线偏移的功能,以及具有缓冲、吸振、安全保护等功能。电动机轴和减速器高速轴联接用的联轴器,由于轴的转速较高,
21、为减小启动载荷,缓和冲击,应选用具有较小转动惯量和具有弹性的联轴器,该设计选用弹性柱销联轴器。减速器低速轴与工作机联接用的联轴器,由于轴的转速较低,不必要求具有较小的转动惯量,但传递转矩较大,又因减速器与工作机不在同一底座上,要求具有较大的轴线偏移补偿,因此选用鼓形齿式联轴器。根据上述分析并考虑到实际情况,联轴器选择如下: 电动机轴和减速4 第四版,邱宣怀主编,高等教育出版社,第 314 页。西南大学工程技术学院课程设计 (论文)14器高速轴联接用的联轴器选用 LT4 联轴器 ;减速器低速轴12845J/320GBT与工作机联接用的联轴器选用 GICL1 联轴器 JB/T8854.3-2001
22、.163.4.3 初选轴承轴承是支承轴颈的部件。由于该传动装置采用两对斜齿轮传动，经比较选择，采用两对角接触球轴承和深沟球轴承。从高速轴到低速轴，选用的轴承分别为7307C、30210、30210，均为成组使用，面对面安装。3.4.4 箱体尺寸计算查表 11-15，可计算出箱体各部分尺寸，具体如下：名称 符号 具体数值箱座壁厚 10mm箱盖壁厚 1 10mm箱盖凸缘厚度 b1 15mm箱座凸缘厚度 b 15mm箱座底凸缘厚度 b2 25mm地脚螺钉直径 df 20mm地脚螺钉数目 n 4轴承旁联接螺钉直径 d1 16mm盖与座联接螺钉直径 d2 12mm联接螺栓 d2 的间距 l 150mm轴
23、承端盖螺钉直径 d3 8mm视孔盖螺钉直径 d4 6mm定位销直径 d 8mm轴承旁凸台半径 R1 20mmdf、d 1、d 2 至外箱壁距离 C1 262218df、d 1、d 2 至凸缘边缘距离 C2 242016箱座肋厚 m 8.5mm大齿轮齿顶圆与内箱壁距离 1 12.524mm5 机械设计课程设计手册 ，吴宗泽、罗圣国主编，高等教育出版社，第 158 页。西南大学工程技术学院课程设计 (论文)15齿轮端面与内箱壁距离 2 10mm结合以上参数,可设计出传动装置的装配草图,其结构形式如下图所示:142 5871 70.5 57.571 1283.5 轴的校核计算3.5.1 高速轴受力分
24、析高速轴受力情况如下：西南大学工程技术学院课程设计 (论文)161283.501.64tTFNd1an.tan23.74cosstr1t80.6t15.80a水平受力分析: 对 点取矩,则有2RF作 用 115830.745813.02.5 17.06rad N对 点取矩,则有1R作 用 12430.74123.80.52 194.680radF垂直面受力分析:对 点取矩,则有:2R作 用 1. 23.0720tRFN对 点取矩,则有:1F作 用 24 57.3西南大学工程技术学院课程设计 (论文)173.5.2 中间轴校核计算中间轴结构和受力分析图如下:西南大学工程技术学院课程设计 (论文)
25、18西南大学工程技术学院课程设计 (论文)19中间轴材料选用 40Cr 调质, 。轴的弯曲应力校核步750,50BSMPaa骤如下:计 算 及 说 明 结 果计算齿轮受力齿轮所受的力( ):1265圆周力 280.ttFN径向力 1374r轴向力 2.a转矩 865Tm齿轮所受的力:( )2130圆周力 3745236.87tFNd径向力 3an.tan1.coss10tr轴向力 32t36.87t32560.9aF计算支承反力水平面反力 2233115.907257. 18raraRFF2810.6tFN374r2.a865Tm32.7tFN381.r3560.9a西南大学工程技术学院课程设
26、计 (论文)20215.9072301.745.3.887.12560.968.4N 2 3324.19arraRddFF5.0 72173.8.7.581.7560.19.0N 垂直面反力 321857. 130.99ttRFN2468710.64.5 106.7tt N水平面受力图,如 f 图所示垂直面受力图,如 h 图所示画轴弯矩图水平面弯矩图,如 g 图所示， 图xzM垂直面弯矩图,如 i 图所示， 图y合成弯矩图,如 j 图所示，合成弯矩 2xyz画轴转矩图轴受转矩 28376.45TNm转矩图, 当量转矩图，如图 k 所示0.6.0.许用应力用插入法由表 16.36,查得 107,
27、12bbMPaPa应力校正系数 10.62b画当量弯矩图当量弯矩:168.4RFN29.07RF1730.9RN246.5F5026.47TNm6 ,邱宣怀主编,高等教育出版社,第 310332 页。西南大学工程技术学院课程设计 (论文)21在齿轮中间处 221 1350.6MTNm在齿轮(轴头)中间处 2 9.当量弯矩图,见图 l校核轴径齿根圆直径 32()721.56.7f andhcmm轴径 131350.6.80.bM232319.23.95.7bd经检验轴所用尺寸合格。1350.6MNm29.365.7fdm12.823.954dm合格。中间轴安全系数校核计算如下：计 算 及 说 明
28、 结 果以齿轮端面处危险截面为例进行安全系数校核。对称循环疲劳极限 10.4.7503bBMPa10.3.752BMPa脉动循环疲劳极限 0161bb01.6.36等效系数 102250.18b1036.25截面 3-3 上的应力水平面弯矩130bMPa2506b3Pa18.25.0西南大学工程技术学院课程设计 (论文)22312417268.4560.98.1892.3RardMxyFFNm垂直面弯矩 132170.96.87495.13RtxzF合成弯矩 2102.3MxyzNm289.9845107.39Nm弯曲应力幅 37016a MPaW弯曲平均应力 m扭转切应力 2387.45.0
29、6Ta扭转切应力幅和平均切应力 0.82amMPa应力集中系数有效应力集中系数 因在此截面处，有轴径变化，过渡圆角半径 r=1mm，由和 ，从附录/65.7/41.02,/640.2Ddrd750BMPa表 1 中查出 。.,.39k表面状态系数 由附录 5 查出 .8尺寸系数由附录 6 查出 0.6,74安全系数弯曲安全系数 设为无限寿命， ，由式 16.5 得1kN130S 23.52.4.886Nbamk1027.39MNm.8aPa0m1.6M0.8aPm2.14,.39k0.86.,.74S23.5西南大学工程技术学院课程设计 (论文)23扭转安全系数 1125S 15.4.390.
30、8.0674Namk复合安全系数 222S3.51.3.084经检验轴所用尺寸合格。S15.4S23.0815合格3.5.3 低速轴校核计算低速轴结构和受力分析图如下:.西南大学工程技术学院课程设计 (论文)24西南大学工程技术学院课程设计 (论文)25低速轴材料选用 45Cr 调质， 。轴的弯曲应力校核步750,50BSMPaa骤如下:计 算 及 说 明 结 果计算齿轮受力斜齿轮螺旋角, 2130齿轮所受的力:圆周力 4326.87ttFN径向力 1r轴向力 4350.9a转矩 278TmA计算支承反力水平面反力 441 245.928871.260.1 1.39raRdF N442 .72
31、2 65.98119raR132046.87tFN1r450.9a3278TmA124.3RFN265.98R西南大学工程技术学院课程设计 (论文)26垂直面反力 412836.7128 496.99tRFN427. 30.1tR水平面受力图,如 o 图所示垂直面受力图,如 q 图所示画轴弯矩图水平面弯矩图,如 p 图所示， 图xzM垂直面弯矩图,如 r 图所示， 图y合成弯矩图,如 s 图所示，合成弯矩 2xyz画轴转矩图轴受转矩 327198.4TNm转矩图,见图 t许用应力用插入法由表 16.3,查得 107,12bbMPaPa应力校正系数 0.62b画当量弯矩图当量转矩 .67198.
32、431.8TNm当量弯矩在齿轮中间处 221 .MT在靠近输出端轴颈中间处 2 1638.当量弯矩图,见图 u校核轴径轴径 131328.31.0.07bMd m1496.8RFN230.R1638.TNm12.M638N13.854dm西南大学工程技术学院课程设计 (论文)272323168.2.570.0bMd m经检验轴所用尺寸合格。28.573dm合格。低速轴安全系数校核计算如下：计 算 及 说 明 结 果以截面为例进行安全系数校核。对称循环疲劳极限 10.4.7503bBMPa10.3.752BPa脉动循环疲劳极限 0161bb01.6.36M等效系数 102250.18b1036.
33、2截 3-3 上的应力水平面弯矩 414073625.922.81.0.16041.8RradMxyFFNm垂直面弯矩 140736496.82.87637.4RtxzF合成弯矩 222604193.87Mxyz Nm弯曲应力幅 39786.5a MPaW130bMPa2506b3Pa18.25.0973.8MNm61aPa西南大学工程技术学院课程设计 (论文)28弯曲平均应力 0m扭转切应力 327198.4.65TMPaW扭转切应力幅和平均切应力 .32am应力集中系数有效应力集中系数因在此截面处，有轴径变化，过渡圆角半径 r=4mm，由和 ，从附录表 1/6451.9,/450.7Ddr
34、d50BMPa中查出 。8.2tk表面状态系数 由附录 5 查出 .91尺寸系数由附录 6 查出 0.7,6安全系数弯曲安全系数 设为无限寿命， ，由式 16.5 得1kN130S 268.997Nbamk扭转安全系数 1125S 24.80.84.30.0976Namk复合安全系数 222S.1.85.71S04经检验轴所用尺寸合格。0m8.64MPa.32a4mPa.68,1.2tk09.7,.S20.1S24.8015.67s合格3.6 轴承验算西南大学工程技术学院课程设计 (论文)293.6.1 高速轴轴承验算查手册 7307c 轴承主要性能参数如下：32.8,4.8,750/min(
35、)0.68roroCKNre脂 润 滑 ，计 算 及 说 明 结 果寿命计算左边轴承径向力 22107.635.8.30rFN右边轴承径向力 294867r轴向力 ，方向向左13.AaN附加轴向力 查表 18.47，可得，110.685.4srF220.68413.srFN因 ，故左边轴承被压紧2 13A轴承轴向力 1.73.5.9as241NX,Y 值 ，故1586.920arFe110.4,.87XY，故23687r 2冲击载荷系数 考虑中等冲击查表 188 得 .fd当量动载荷 111222().(04258.307586.94)73.562draPfXFY N（ ）轴承寿命 因 ，只计
36、算轴承 1 的寿命1P故高速级轴33610677028()().0849.5CrLh hn年承满足寿命要求。1258.30rFN67r.A154sFN23.156.94aF23N110.,.87XY2.fd12739.850PN610.Lhh7 机械设计 ，邱宣怀主编，高等教育出版社，第 360403 页。1rS 2rSFA西南大学工程技术学院课程设计 (论文)30静载荷计算X0、Y 0 查表 18.12，得 ，5.0X38.Y0当量静载荷 0110.528.3586.9432.1rrarPFNN取 大 者02202.670.75rarXYPF取 大 者安全系数 S0 正常使用角接触球轴承，查
37、表 18.14，得 0S1.5计算额定静载荷 0202S1.567.91.34rrCPN(因 ),2故 只 计 算 轴 承许用转速验算载荷系数 1f 1739.850.2,8.9,r fC查 图 得2 179.0.2,38rPf查 图 得载荷分布系数 f1 21256.94.27,8.0,.96830,.,.arrFf查 图 得查 图 得许用转速 N 1210.967502minf r45fN均大于工作转速 1430r/min。经检验该轴承合格。01352.9rPN0267.r150209.34rrCN1f2210.96f.1720/minNr45合格。3.6.2 中间轴轴承验算查手册 30210 轴承主要性能参数如下：7320,920,430/min()0.42,1.,0.8roro oCNreY脂 润 滑 ，
