机械设计课程设计机械手课程设计说明书
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[σH]=σHlimKHN/S由课本P209图10-21查得：
σHlimZ1=1370Mpa
σHlimZ2=1160Mpa
计算应力循环次数NL
NL1=60n1jLh=60×550×1×(8×300×6)
=4.752×108
NL2=NL1/i=4.752×108/4=1.1232x108
查得接触疲劳的寿命系数：
i=4
Z1=28
Z2=112
u=4
φd=0.8
T1=26540N·mm
αHlimZ1=1370Mpa
αHlimZ2=1160Mpa
NL1=4.752×108
NL2=1.1232x108
KNT1=0.94KNT2=0.98
[σH]1=1287.8Mpa
[σH]2=1136.8Mpa
d1=34.23mm
Ⅲ-Ⅳ段：d3=d2+2h=32mm,因为其同时承受轴向和径向力，故选用型号为30207的单列圆锥滚子轴承，轴径取d3=35mm，宽度为18.25，因右边有轴套定位，所以取长度L3=25mm。
Ⅳ-Ⅴ段:d4=d3+2h=41mm，因此段为齿轮轴，尺宽为48mm，取轴长为46mm，轴径为41mm，齿轮分度圆直径为250mm。
KNT1=0.94
KNT2=0.98
通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0
[σH]1=σHlim1KHN1/S=1370×0.94/1.0Mpa
=1287.8Mpa
[σH]2=σHlim2KHN2/S=1160×0.98/1.0Mpa
=1136.8Mpa
故得：
d1≥[2KT1(u+1)/φdu(ZHZEZ Z /[σH])2]1/3
④求径向力Fr2、Fr3
⑤绘制水平面弯矩图（如图a）
轴承支反力：
FX1=743.6N，FX2=123.3N
FZ1=78.9N，FZ2=83.2N
⑥绘制竖直面弯矩图（如图b）
绘制扭矩图（如图c）
⑧校核危险截面A的强度
由式（6-3）
=(M²+T²)1/2/W=1000(14.3²+22.6²)1/2/(0.1X30³)MPa
(8)许用弯曲应力[σF]
根据课本
[σF]=σFlimKFN/S
由课本图10-24C查得：
σFlim1=950Mpa
σFlim2=710Mpa
按一般可靠度选取安全系数SF=1.4
计算两轮的许用弯曲应力
[σF]1=σFlim1KFN1/S=950x0.94/1.4Mpa
=637.86Mpa
[σF]2=σFlim1KFN1/S=710x0.96/1.4Mpa
PⅢ=42.05W
TI=26.54N·m
TII=36.03N·m
TⅢ=147.1N·m
四、传动机构设计计算
1、齿轮传动（一）的设计计算
（1）选择齿轮材料及精度等级
根据要求，齿轮采用硬齿面标准斜齿轮。小齿轮选用20Cr合金钢，渗碳后淬火，齿面硬度取60HRC。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度50HRC；选7级精度。齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm
=[2x1.3×27540×(4+1)/0.8x4(2.42x189.9x1.289x0.985
/11368)2]1/3mm
=34.23mm
模数：m=d1/Z1=34.23/28=1.22mm
取标准模数：m=2mm
(6)校核齿根弯曲疲劳强度
根据课本P201（10-5a）式
σF=(2kT1/φdm3Z12)YFaYSa≤[σF]
（4）确定电动机型号
根据所需电机转矩及传送比参数，可选用130BYG350-200型三相步进电动机。
其主要性能：电流6A，额定转矩30。
2、计算总传动比及分配各级的伟动比
选
（1）传动比：i1=n电动/n转轴=16
i2=n电动/n升降=1/4
（2）分配各级传动比
据指导书P7表1，取齿轮i齿轮1=1/4，i齿轮2=4，i齿轮3=4
(2)按齿面接触疲劳强度设计
由d1≥[2KT1(u+1)/φdu(ZHZEZ Z /[σH])2]1/3
确定有关参数如下：传动比i=1.5，
取小齿轮齿数Z1=28。则大齿轮齿数：
Z2=iZ1=28x4Βιβλιοθήκη Baidu112
实际传动比i0=112/28=4
传动比误差：i-i0/i=(1.5-1.5)/1.5=0%<2.5%可用
3）、求轴上载荷；
c)按弯矩复合强度计算
①联轴器直径d1=106mm、大齿轮分度圆直径d3=250mm、小齿轮分度圆直径d5=56mm
②求转矩：已知T1=26.54N·m
③求圆周力：Ft1、Ft2、Ft3
Ft1=2T1/d1=463.5N
Ft2=2T1×0.76/d3=206.8N
Ft3=2T1×0.24/d5=285.7N
机械设计课程设计
计算说明书
设计题目：装车机械手
姓 名：宋浩源
学 号：
班 级：级车辆工程班
指导教师：伍素珍
2015年3月21日
目 录
一、设计任务书…………………………………………………1
二、传动方案修改………………………………………………3
三、总体设计计算………………………………………………4
1. 电机型号选择
（1）电动机类型的选择：步进电动机
（2）电动机功率选择：
传动装置的总效率：
η1=η联轴器×η5轴承×η2齿轮
=0.99×0.985×0.972
=0.842
η2=η联轴器×η3轴承×η齿轮×η梯形螺纹
=0.96×0.983×0.97×0.4
=0.350
电机所需的工作功率：
P工作1=jW/η1
=100*0.393/0.842w
FA2/FR2=196.8N/148.N=1.32
FA1/FR1<ex1=1FA2/FR2>ex2=0.5
y1=0y2=1.8
C)计算当量载荷P1、P2
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1×(1×747.8+0)=747.8N
=24.6MPa<[σ-1]b=60X0.7MPa=42MPa
∴该轴强度足够。
3、滚动轴承的选择及寿命校核计算
根据根据条件，轴承预计寿命
8×300×6=14400小时
(1)计算输入轴轴承
a）已知nI=43.68r/min
两轴承径向反力：FR1=（743.6²+78.9²)1/2=747.8N
FR2=（123.3²+83.2²)1/2=148.7N
2. 各级传动比分配
3. 各轴的运动参数和动力参数计算（转速、功率、转矩）
四、传动机构设计计算…………………………………………6
1. 带传动
2. 齿轮传动（一）
3. 齿轮传动（四）
五、轴系零件设计计算…………………………………………8
1. 各轴的设计计算
（初估各轴最小直径、受力、弯矩、扭矩分析图、强度校核、刚度校核等）
=486.86Mpa
将求得的各参数代入
σF=(2kT1/φdm3Z12)YFaYS=39.6
< [σF]1
σF=(2kT1/φdm3Z22)YFaYS=4.63< [σF]2
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
(9)计算齿轮传动的中心矩a
a=m/2(Z1+Z2)=1/2(28+112)=140mm
(10)计算齿轮的圆周速度V
1、轴1的设计计算
（1）按扭矩初算轴径
选用45#调质，硬度217~255HBS
根据课本P366式，并查表15-3，取A0=112
d≥A0x(P/n)1/3=112(0.13167/43.68)1/3mm=16.18mm
考虑有键槽，将直径增大5%，则
dmin=16.18×(1+5%)mm=16.989mm
齿数比：u=i0=4
由课本P206表10-7取φd=0.8
(3)转矩T1
由上面已算出参数得T1=26540N·mm
(4)载荷系数KHt，区域系数ZH，材料弹性影响系数ZE，重合度系数Z ，螺旋角系数Z
试选KHt=1.3，ZH=2.42,ZE=189.9 Z Z = =0.985
(5)许用接触应力[σH]
设计过程及计算说明
二、传动方案修改
1.系统运动方案图
2.工作条件：使用年限6年，每年工作300天，载荷平稳，环境清洁。
3.原始数据：纸箱尺寸A*B*C=150*120*200mm，纸箱重量M=10Kg，车厢位置L*K*H=1350*1120*120mm，生产率240件/小时
N
三、总体设计计算
1、电机型号选择
=36.03N·m
TⅢ=9550PⅢ/nⅢ=147.1N·m
n转轴=2.73r/min
η升降=130r/min
P工作=133W
电动机型号
130BYG350-200
i1=16
i2=1/4
nI=43.68r/min
nII=10.92r/min
nⅢ=2.73r/min
p0=133W
PI=131.67W
PII=44.23W
设计一台装车机械手，将生产线上的纸箱搬运到货车车厢。如图所示，已知纸箱箱体尺寸A×B×Cmm3，重M kg，其他条件及要求见表一。要求搬运能力J件/小时，工作寿命6年，每年工作300天。选择电动机型号，分配总传动比，计算各轴的转速、输入输出功率。对各级传动进行设计计算，并对整机进行结构设计。允许选用步进电机正反转工作。
初先两轴承为30207型单列圆锥滚子轴承型
查手册得此轴承e=0.32，Y=1.9，C=15000N，FS1=747.8/(2x1.9)N=196.8N,FS2=148.7/(2x1.9)N=39.1N
则FA1=FS1=196.8NFA2=FS1=196.8N
b)求系数x、y
FA1/FR1=196.8N/747.8N=0.26
确定有关参数和系数
分度圆直径：d1=mZ1=2×28mm=56mm
d2=mZ2=2×180mm=224mm
齿宽：b=φdd1=0.8×56mm=44.8mm
(7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa
根据齿数Z1=28,Z2=112由表10-17和表10-18得
YFa1=2.54YSa1=1.63
YFa2=2.19YSa2=1.81
Ⅴ-Ⅵ段：轴径d5=d4+2h=47mm，轴长取L5=60mm。
Ⅵ-Ⅶ段：此段为齿轮轴，齿轮分度圆为56mm，齿宽系数取 ，则齿宽慰44.8mm，此段轴长L6=42mm,轴径d6=43mm
Ⅶ-Ⅷ段：齿轮与机架间的轴向长度，取d7=39mm，L7=80mm
Ⅷ-Ⅸ段：选用30207型圆锥滚子轴承，轴径d8=35mm，轴长L8=20mm。
∴选dmin=20mm
（2）轴的结构设计
a）轴上零件的定位，固定和装配
轴1做成齿轮轴，大齿轮下面由轴肩定位，上面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以端盖和套筒定位，则采用过渡配合固定。
b）确定轴各段直径和长度
I-Ⅱ段：d1=20mm长度取L1=36mm，挡圈D=24mm
II-Ⅲ段:d2=d1+2h=20+2×3=26mm,L2=24mm
=47w
P工作2=FV/η2
=1200×0.025/0.35
=86w
P工作=P工作1+P工作2=133w
（3）确定电动机转速：
计算工作转速：
n转轴=60*0.25/5.5
=2.73r/min
n升降=0.12*60/（0.01*5.5）
=130r/min
按手册P5推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围i’a=3~5。则二级圆柱斜齿轮总传动比理时范围为i’a=8~20。
m=2mm
d1=56mm
d2=224mm
b=44.8mm
YFa1=2.54
YSa1=1.63
YFa2=2.19
YSa2=1.81
σFlim1=950Mpa
σFlim2=710Mpa
YNT1=0.94
YNT2=0.96
SF=1.4
σF1=39.6Mpa
σF2=4.63Mpa
a=140mm
五、轴系零件设计计算
2. 滚动轴承的选择与寿命校核计算
六、润滑和密封方式的选择……………………………………12
七、箱体及附件的结构设计和选择……………………………12
八、设计总结……………………………………………………12
参考文献…………………………………………………………12
一、设计任务书
机械设计训练课题二——装车机械手
∵i1=i齿轮2×i齿轮3=4
∴i2=i齿轮1=1/4
3、各轴运动参数及动力参数计算
（1）计算各轴转速（r/min）
nIII=2.73r/min
nII=2.73Ｘ4=10.92(r/min)
nI=13.65Ｘ4=43.68r/min
（2）计算各轴的功率（W）
P0=P工作=133
PI=P工作Xη联轴器=133x0.99W=131.67w
PII=47×η联轴器×η轴承×η齿轮=44.23W
PⅢ=44.23×η联轴器×η轴承×η齿轮=42.05W
（3）计算各轴扭矩（N·m）
TI=9550xPI(KW)/nI(r/min)=9550x0.13167/43.68
=26.54N·mTII=9550PII/nII=9550x0.04423/10.92
σHlimZ1=1370Mpa
σHlimZ2=1160Mpa
计算应力循环次数NL
NL1=60n1jLh=60×550×1×(8×300×6)
=4.752×108
NL2=NL1/i=4.752×108/4=1.1232x108
查得接触疲劳的寿命系数：
i=4
Z1=28
Z2=112
u=4
φd=0.8
T1=26540N·mm
αHlimZ1=1370Mpa
αHlimZ2=1160Mpa
NL1=4.752×108
NL2=1.1232x108
KNT1=0.94KNT2=0.98
[σH]1=1287.8Mpa
[σH]2=1136.8Mpa
d1=34.23mm
Ⅲ-Ⅳ段：d3=d2+2h=32mm,因为其同时承受轴向和径向力，故选用型号为30207的单列圆锥滚子轴承，轴径取d3=35mm，宽度为18.25，因右边有轴套定位，所以取长度L3=25mm。
Ⅳ-Ⅴ段:d4=d3+2h=41mm，因此段为齿轮轴，尺宽为48mm，取轴长为46mm，轴径为41mm，齿轮分度圆直径为250mm。
KNT1=0.94
KNT2=0.98
通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0
[σH]1=σHlim1KHN1/S=1370×0.94/1.0Mpa
=1287.8Mpa
[σH]2=σHlim2KHN2/S=1160×0.98/1.0Mpa
=1136.8Mpa
故得：
d1≥[2KT1(u+1)/φdu(ZHZEZ Z /[σH])2]1/3
④求径向力Fr2、Fr3
⑤绘制水平面弯矩图（如图a）
轴承支反力：
FX1=743.6N，FX2=123.3N
FZ1=78.9N，FZ2=83.2N
⑥绘制竖直面弯矩图（如图b）
绘制扭矩图（如图c）
⑧校核危险截面A的强度
由式（6-3）
=(M²+T²)1/2/W=1000(14.3²+22.6²)1/2/(0.1X30³)MPa
(8)许用弯曲应力[σF]
根据课本
[σF]=σFlimKFN/S
由课本图10-24C查得：
σFlim1=950Mpa
σFlim2=710Mpa
按一般可靠度选取安全系数SF=1.4
计算两轮的许用弯曲应力
[σF]1=σFlim1KFN1/S=950x0.94/1.4Mpa
=637.86Mpa
[σF]2=σFlim1KFN1/S=710x0.96/1.4Mpa
PⅢ=42.05W
TI=26.54N·m
TII=36.03N·m
TⅢ=147.1N·m
四、传动机构设计计算
1、齿轮传动（一）的设计计算
（1）选择齿轮材料及精度等级
根据要求，齿轮采用硬齿面标准斜齿轮。小齿轮选用20Cr合金钢，渗碳后淬火，齿面硬度取60HRC。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度50HRC；选7级精度。齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm
=[2x1.3×27540×(4+1)/0.8x4(2.42x189.9x1.289x0.985
/11368)2]1/3mm
=34.23mm
模数：m=d1/Z1=34.23/28=1.22mm
取标准模数：m=2mm
(6)校核齿根弯曲疲劳强度
根据课本P201（10-5a）式
σF=(2kT1/φdm3Z12)YFaYSa≤[σF]
（4）确定电动机型号
根据所需电机转矩及传送比参数，可选用130BYG350-200型三相步进电动机。
其主要性能：电流6A，额定转矩30。
2、计算总传动比及分配各级的伟动比
选
（1）传动比：i1=n电动/n转轴=16
i2=n电动/n升降=1/4
（2）分配各级传动比
据指导书P7表1，取齿轮i齿轮1=1/4，i齿轮2=4，i齿轮3=4
(2)按齿面接触疲劳强度设计
由d1≥[2KT1(u+1)/φdu(ZHZEZ Z /[σH])2]1/3
确定有关参数如下：传动比i=1.5，
取小齿轮齿数Z1=28。则大齿轮齿数：
Z2=iZ1=28x4Βιβλιοθήκη Baidu112
实际传动比i0=112/28=4
传动比误差：i-i0/i=(1.5-1.5)/1.5=0%<2.5%可用
3）、求轴上载荷；
c)按弯矩复合强度计算
①联轴器直径d1=106mm、大齿轮分度圆直径d3=250mm、小齿轮分度圆直径d5=56mm
②求转矩：已知T1=26.54N·m
③求圆周力：Ft1、Ft2、Ft3
Ft1=2T1/d1=463.5N
Ft2=2T1×0.76/d3=206.8N
Ft3=2T1×0.24/d5=285.7N
机械设计课程设计
计算说明书
设计题目：装车机械手
姓 名：宋浩源
学 号：
班 级：级车辆工程班
指导教师：伍素珍
2015年3月21日
目 录
一、设计任务书…………………………………………………1
二、传动方案修改………………………………………………3
三、总体设计计算………………………………………………4
1. 电机型号选择
（1）电动机类型的选择：步进电动机
（2）电动机功率选择：
传动装置的总效率：
η1=η联轴器×η5轴承×η2齿轮
=0.99×0.985×0.972
=0.842
η2=η联轴器×η3轴承×η齿轮×η梯形螺纹
=0.96×0.983×0.97×0.4
=0.350
电机所需的工作功率：
P工作1=jW/η1
=100*0.393/0.842w
FA2/FR2=196.8N/148.N=1.32
FA1/FR1<ex1=1FA2/FR2>ex2=0.5
y1=0y2=1.8
C)计算当量载荷P1、P2
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1×(1×747.8+0)=747.8N
=24.6MPa<[σ-1]b=60X0.7MPa=42MPa
∴该轴强度足够。
3、滚动轴承的选择及寿命校核计算
根据根据条件，轴承预计寿命
8×300×6=14400小时
(1)计算输入轴轴承
a）已知nI=43.68r/min
两轴承径向反力：FR1=（743.6²+78.9²)1/2=747.8N
FR2=（123.3²+83.2²)1/2=148.7N
2. 各级传动比分配
3. 各轴的运动参数和动力参数计算（转速、功率、转矩）
四、传动机构设计计算…………………………………………6
1. 带传动
2. 齿轮传动（一）
3. 齿轮传动（四）
五、轴系零件设计计算…………………………………………8
1. 各轴的设计计算
（初估各轴最小直径、受力、弯矩、扭矩分析图、强度校核、刚度校核等）
=486.86Mpa
将求得的各参数代入
σF=(2kT1/φdm3Z12)YFaYS=39.6
< [σF]1
σF=(2kT1/φdm3Z22)YFaYS=4.63< [σF]2
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
(9)计算齿轮传动的中心矩a
a=m/2(Z1+Z2)=1/2(28+112)=140mm
(10)计算齿轮的圆周速度V
1、轴1的设计计算
（1）按扭矩初算轴径
选用45#调质，硬度217~255HBS
根据课本P366式，并查表15-3，取A0=112
d≥A0x(P/n)1/3=112(0.13167/43.68)1/3mm=16.18mm
考虑有键槽，将直径增大5%，则
dmin=16.18×(1+5%)mm=16.989mm
齿数比：u=i0=4
由课本P206表10-7取φd=0.8
(3)转矩T1
由上面已算出参数得T1=26540N·mm
(4)载荷系数KHt，区域系数ZH，材料弹性影响系数ZE，重合度系数Z ，螺旋角系数Z
试选KHt=1.3，ZH=2.42,ZE=189.9 Z Z = =0.985
(5)许用接触应力[σH]
设计过程及计算说明
二、传动方案修改
1.系统运动方案图
2.工作条件：使用年限6年，每年工作300天，载荷平稳，环境清洁。
3.原始数据：纸箱尺寸A*B*C=150*120*200mm，纸箱重量M=10Kg，车厢位置L*K*H=1350*1120*120mm，生产率240件/小时
N
三、总体设计计算
1、电机型号选择
=36.03N·m
TⅢ=9550PⅢ/nⅢ=147.1N·m
n转轴=2.73r/min
η升降=130r/min
P工作=133W
电动机型号
130BYG350-200
i1=16
i2=1/4
nI=43.68r/min
nII=10.92r/min
nⅢ=2.73r/min
p0=133W
PI=131.67W
PII=44.23W
设计一台装车机械手，将生产线上的纸箱搬运到货车车厢。如图所示，已知纸箱箱体尺寸A×B×Cmm3，重M kg，其他条件及要求见表一。要求搬运能力J件/小时，工作寿命6年，每年工作300天。选择电动机型号，分配总传动比，计算各轴的转速、输入输出功率。对各级传动进行设计计算，并对整机进行结构设计。允许选用步进电机正反转工作。
初先两轴承为30207型单列圆锥滚子轴承型
查手册得此轴承e=0.32，Y=1.9，C=15000N，FS1=747.8/(2x1.9)N=196.8N,FS2=148.7/(2x1.9)N=39.1N
则FA1=FS1=196.8NFA2=FS1=196.8N
b)求系数x、y
FA1/FR1=196.8N/747.8N=0.26
确定有关参数和系数
分度圆直径：d1=mZ1=2×28mm=56mm
d2=mZ2=2×180mm=224mm
齿宽：b=φdd1=0.8×56mm=44.8mm
(7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa
根据齿数Z1=28,Z2=112由表10-17和表10-18得
YFa1=2.54YSa1=1.63
YFa2=2.19YSa2=1.81
Ⅴ-Ⅵ段：轴径d5=d4+2h=47mm，轴长取L5=60mm。
Ⅵ-Ⅶ段：此段为齿轮轴，齿轮分度圆为56mm，齿宽系数取 ，则齿宽慰44.8mm，此段轴长L6=42mm,轴径d6=43mm
Ⅶ-Ⅷ段：齿轮与机架间的轴向长度，取d7=39mm，L7=80mm
Ⅷ-Ⅸ段：选用30207型圆锥滚子轴承，轴径d8=35mm，轴长L8=20mm。
∴选dmin=20mm
（2）轴的结构设计
a）轴上零件的定位，固定和装配
轴1做成齿轮轴，大齿轮下面由轴肩定位，上面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以端盖和套筒定位，则采用过渡配合固定。
b）确定轴各段直径和长度
I-Ⅱ段：d1=20mm长度取L1=36mm，挡圈D=24mm
II-Ⅲ段:d2=d1+2h=20+2×3=26mm,L2=24mm
=47w
P工作2=FV/η2
=1200×0.025/0.35
=86w
P工作=P工作1+P工作2=133w
（3）确定电动机转速：
计算工作转速：
n转轴=60*0.25/5.5
=2.73r/min
n升降=0.12*60/（0.01*5.5）
=130r/min
按手册P5推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围i’a=3~5。则二级圆柱斜齿轮总传动比理时范围为i’a=8~20。
m=2mm
d1=56mm
d2=224mm
b=44.8mm
YFa1=2.54
YSa1=1.63
YFa2=2.19
YSa2=1.81
σFlim1=950Mpa
σFlim2=710Mpa
YNT1=0.94
YNT2=0.96
SF=1.4
σF1=39.6Mpa
σF2=4.63Mpa
a=140mm
五、轴系零件设计计算
2. 滚动轴承的选择与寿命校核计算
六、润滑和密封方式的选择……………………………………12
七、箱体及附件的结构设计和选择……………………………12
八、设计总结……………………………………………………12
参考文献…………………………………………………………12
一、设计任务书
机械设计训练课题二——装车机械手
∵i1=i齿轮2×i齿轮3=4
∴i2=i齿轮1=1/4
3、各轴运动参数及动力参数计算
（1）计算各轴转速（r/min）
nIII=2.73r/min
nII=2.73Ｘ4=10.92(r/min)
nI=13.65Ｘ4=43.68r/min
（2）计算各轴的功率（W）
P0=P工作=133
PI=P工作Xη联轴器=133x0.99W=131.67w
PII=47×η联轴器×η轴承×η齿轮=44.23W
PⅢ=44.23×η联轴器×η轴承×η齿轮=42.05W
（3）计算各轴扭矩（N·m）
TI=9550xPI(KW)/nI(r/min)=9550x0.13167/43.68
=26.54N·mTII=9550PII/nII=9550x0.04423/10.92