机械设计课程设计双级齿轮圆柱齿轮减速器

机械课程设计双级齿轮圆柱齿轮减速器 目录 一、设计任务…………………………………………... ... …. 2 二、传动拟定…………….……………………………….2 三、电动机的选择……………………………………….…….3 四、计算总传动比及分配各级的传动比……………….…….3 五、运动参数及动力参数计算………………………….…….3 六、齿轮的设计计算………………………………….…. …. .4 1、高速级大，小齿轮的设计计算 2、低速级大，小齿轮的设计计算 七、轴的设计计算…………………………………………... ...9 1、高速轴的设计计算 2、中间轴的设计计算 3、低速轴的设计计算 八、滚动轴承的选择及校核计算………………………….…21 九、键联接的选择及计算………..……………………………25 十、联轴器的选择与校核………..……………………………25 十一、减速器箱体及附件设计………..………………………26 十二、润滑与密封…………………………………………... ..27 十三、设计小结…………………………………………... ... ..28 十四、参考资料目录………………………………….…. …. .29 - 1 - 设 计 计 算 及 说 明 结 果 - 2 - 一、 设计任务 设计一用于带式运输机传动装置中的三轴线双级斜齿轮减速器。 1. 总体布置简图 图1 2. 工作情况 工作有轻震，经常满载，空载起动，单向运转 2. 原始数据 运输带拉力F:1600N 卷筒的直径D:400mm 运输带速度V:1.0m/s 带速允许偏差:5% 使用期限:5年 工作制度:1班/日 二、传动方案拟定 传动方案如图1所示，整个系统由电动机，减速器，联轴器，卷筒，带式输送机组成。减速器为三轴线双级斜齿轮减速器。 设 计 计 算 及 说 明 结 果 - 3 - 三、 电动机的选择 1. 选择电动机类型 按目要求，选择Y系列三相异步电动机 2. 选择电动机容量 ? 计算工作所需功率P w P=FV/1000=1600?1/1000=1.6KW w n=60?1000V/πD=60?1000?1/400π=47.75r/min w ? 传动总效率 机械传动概率值:圆柱齿轮(闭式),=0.97;滚动轴承,=0.98; 弹性联轴器,=0.99。 232,=0.99?0.98?0.97=0.87 总 ? 电动机输出功率P=P/,=1.84KW 总dw ? 电动机额定功率P ed 根据表20-1，选取电动机额定功率P=2.2KW ed ? 电动机转速 先根据工作机主动轴转速n和传动系统中各级传动比的常用w 范围，推算出电动机转速可选范围。根据表2-1，单级圆柱斜齿轮 2传动比i=3~5，则电动机可选范围n= n.?i=430~1194r/min。符合dw这一范围的同步转速有750r/min,1000r/min。 综上，根据电动机容量和转速，参考表20-1，选定电动机型号 Y112M-6。 其主要指标:额定功率:2.2KW，同步转速1000r/min，满载转 速940r/min，转矩比2.0，质量45Kg。 四、 计算总传动比及分配各级的传动比 1. 总传动比i=n/n=940/47.75=19.69 mw i=i?i=19.69 12 2. 合理分配各级传动比 i=(1.1~1.5)i;取i=1.2i 1212 所以i=4.86，i=4.05 12 五、 运动参数及动力参数计算 图2 设 计 计 算 及 说 明 结 果 - 4 - 1. 计算各轴转速 n=940r/min ? n=n/i=193.4r/min ??1 n=n/i=47.75r/min ??2 2. 计算各轴功率 P=P,=1.84*0.99*9.98=1.785KW ?d01 P=P,=1.785*0.97*0.98=1.697KW ??12 P=P,=1.697*0.97*0.98=1.60KW ??23 3. 计算各轴输入转矩 T =9550P/n=18.1N?m ??? T=9550P/n=83.8N?m ??? T=9550P/n=323.23N?m ??? 项目 电动机轴 高速轴? 中间轴? 低速轴? 转速(r/min) 940 940 193.4 47.75 功率(KW) 1.84 1.785 1.697 1.616 转矩(N?m) 18.1 18.1 83.8 323.23 传动比 1 ? 4.86 ? 4.05 效率 0.97 ? 0.92 ? 0.88 六、齿轮的设计计算 ?(选择齿轮材料及精度等级 按题目要求，选择斜齿圆柱齿轮。 精度选择:根据减速器为通用减速器，选择齿轮为7级精度。 材料选择:小齿轮选用40Cr(调质)，硬度为280HBS;大齿轮选用45钢(调质)，硬度为240HBS，二者硬度差为40HBS。 ?(设计高速级大，小齿轮(注:公式，图表均查自《机械设计》) 选小齿轮Z=20，按照传动比，大齿轮Z=97 12 初选螺旋角β=14? ?按齿面接触强度计算，即按照公式10-21 2,,2KtTZZu,1HE13d1t,,,,, ,,,u[],dH,, 进行试算 A:确定公式内各计算数值 1.试选Kt=1.6 2.由图10-30，选取区域系数Z=2.433 H 3.由图10-26，查得ε=0.76，ε=0.87，ε=ε=+ε=1.63 ααααα12124.计算小齿轮传递转矩 设 计 计 算 及 说 明 结 果 - 5 - T =9550P/n=18.1N?m ??? 5.由表10-7选取齿宽系数Φd=1 1/26.由表10-6查得材料的弹性影响系数Z=189.8MPa E7.由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限ζ =600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限ζ=550MPa。 Hlim1Hlim28.由式10-13计算应力循环次数 8N=60njL=60*940*1*(1*8*250*5)=5.64*10 11h8N=N/4.86=1.16*10 21 由此，根据图10-19查取接触疲劳寿命系数K=0.92,K=0.97。 HN1HN2 9.计算接触疲劳许用应力 去失效概率为1%，安全系数S=1，由式10-12得: [ζ] =Kζ/S=0.92*600=552MPa H 1HN1Hlim1 [ζ] =Kζ/S=0.97*550=533.5MPa H 2HN2Hlim2 [ζ]=([ζ]+[ζ])/2=542.75MPa H 1H 1H 2 B:设计计算 1.试算小齿轮分度圆直径d，由计算公式得: 1t2 d?[(2*1.6*18.1*1000/1/1.63)*(5.86/4.86)*(2.433*189.8/54 2.75 )] 1t1/3=31.42mm 2.计算圆周速度V=(πd n)/(60*1000)=1.55m/s ?1t 3.计算齿宽b及模数m nt b=Φd* d=31.42mm 1t m= d cosβ/Z=31.42*cos14?/20=1.52mm nt1t1 h=2.25m=3.42mm，b/h=9.19 nt 4.计算纵向重合度ε=0.318Φd Ztanβ=1.586 β1 5.计算载荷系数K 已知使用系数K=1.25;根据V=1.55m/s，7级精度，由图10-8查A 得动载系数K=1.09;由表10-4查得K的值为1.42;由图10-13βVH查得K=1.35;由表10-3查得K=K=1.2 βααFHF 故载荷系数K= K*K*K*K=1.25*1.09*1.2*1.42 =2.32 βαAVHH 6.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 1/31/3由式10-10a，得d1= d (K/Kt)=31.42*(2.32/1.6)=35.56mm 1t 7.计算模数m n m= dcosβ/Z=35.56*cos14?/20=1.73mm n11 ?按齿根弯曲强度设计，即按照公式10-17 22cosKTY,YY,13Fasa ,,mn2Z[],,,dF1, 设 计 计 算 及 说 明 结 果 - 6 - A:确定计算参数 1.计算载荷系数K= K*K*K*K=1.25*1.09*1.2*1.35=2.21 αβAVFF2.根据纵向重合度ε=1.586，从图10-28查得螺旋角影响系数 Yββ =0.88 3.计算当量齿数 33Z= Z/cosβ=21.89;Z= Z/cosβ=99.62 V11 V22 4.查取齿形系数 由表10-5查得 Y=2.73，Y=2.182 Fa1Fa25.查取应力校正系数 由表10-5查得 Y=1.568，Y=1.789 Sa1Sa26.求[ζ]，[ζ]弯曲疲劳许用应力 H 1H 2 由图10-20c，查得小齿轮的弯曲疲劳强度ζ=500MPa，大齿轮弯FE1曲疲劳强度ζ=380MPa;由10-18图，取弯曲疲劳寿命系数 FE2 K=0.87，K=0.92 FN1FN2 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12得 [ζ] =Kζ/S=310.71MPa F 1FN1FE1 [ζ] =Kζ/S=244.29MPa F 2FN2FE2 7.计算大，小齿轮的YY/[ζ]，并加以比较，选择较大值 FaSaF 小齿轮YY/[ζ] =0.01378 Fa1Sa1F 1 大齿轮YY/[ζ]=0.01597 Fa2Sa2F 2 大齿轮的值更大 B:设计计算 22 1/3m?[(2*2.21*18.1*1000*0.88* cosβ/1*20*1.63)*0.01597] n =1.175mm 根据齿根弯曲强度确定模数，取m=1.5mm n按接触疲劳强度算得分度圆直径35.56mm来计算齿数。 于是由 Z= dcosβ/ m=35.56* cos14?/1.5=23.00 11n 取Z=23 1 则Z= uZ=112 21 C:几何尺寸计算 1.中心距计算 a=(Z+Z)m /2cosβ=104.35mm，将中心距圆整为104mm 12n 2..按圆整后中心距修正螺旋角 β=arc cos [(Z+Z)m /2a ]= arc cos(135*1.5/2/104)=13.21? 12n β值改变不多ε，K，Z不修正 αβH 3.计算大，小齿轮分度圆直径 d= Z m /cosβ=35.44mm;d= Z m /cosβ=172.57mm; 11n22n4.计算齿轮宽度 b=Φ* d=35.44mm d1 圆整后去B=36mm，B=41mm。 21 设 计 计 算 及 说 明 结 果 - 7 - ?(设计低速级大小齿轮(注:公式，图表均查自《机械设计》) 选小齿轮Z=20，按照传动比，大齿轮Z=81 12 初选螺旋角β=14? ?按齿面接触强度计算，即按照公式10-21 2,,2KtTZZu,1HE13d1t,,,,, ,,,u[],dH,, 进行试算 A:确定公式内各计算数值 1.试选Kt=1.6 2.由图10-30，选取区域系数Z=2.433 H 3.由图10-26，查得ε=0.76，ε=0.87，ε=ε=+ε=1.63 ααααα12124.计算小齿轮传递转矩 T=9550P/n=83.8N?m ??? 5.由表10-7选取齿宽系数Φd=1 1/26.由表10-6查得材料的弹性影响系数Z=189.8MPa E 7.由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限ζ =600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限ζ=550MPa。 Hlim1Hlim28.由式10-13计算应力循环次数 8N=60njL=60*193.4*1*(1*8*250*5)=1.16*10 11h7N=N/4.05=2.87*10 21 由此，根据图10-19查取接触疲劳寿命系数K=0.97,K=0.995。 HN1HN29.计算接触疲劳许用应力 去失效概率为1%，安全系数S=1，由式10-12得: [ζ] =Kζ/S=0.97*600=582MPa H 1HN1Hlim1 [ζ] =Kζ/S=0.995*550=547.25MPa H 2HN2Hlim2 [ζ]=([ζ]+[ζ])/2=564.625MPa H 1H 1H 2 B:设计计算 1.试算小齿轮分度圆直径d，由计算公式得: 1t2 d?[(2*1.6*83.8*1000/1/1.63)*(5.05/4.05)*(2.433*189.8/ 564.625 )] 1t1/3=51.57mm 2.计算圆周速度V=(πd n)/(60*1000)=0.52m/s ?1t 3.计算齿宽b及模数m nt b=Φd* d=51.57mm 1t m= d cosβ/Z=51.57*cos14?/20=2.5785mm nt1t1 h=2.25m=5.8mm，b/h=8.89 nt 4.计算纵向重合度ε=0.318Φd Ztanβ=1.586 β1 5.计算载荷系数K 已知使用系数K=1.25;根据V=0.52m/s，7级精度，由图10-8查A 得动载系数K=0.8;由表10-4查得K的值为1.42;由图 βVH 设 计 计 算 及 说 明 结 果 - 8 - 10-13查得K=1.35;由表10-3查得K=K=1.2 βααFHF 故载荷系数K= K*K*K*K=1.25*0.8*1.2*1.42 =1.704 βαAVHH 6.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 1/31/3由式10-10a，得d1= d (K/Kt)=51.57*(1.704/1.6)=52.66mm 1t 7.计算模数m n m= dcosβ/Z=52.66*cos14?/20=2.55mm n11 ?按齿根弯曲强度设计，即按照公式10-17 22cosKTY,YY,13Fasa ,,mn2Z[],,,dF1, A:确定计算参数 1.计算载荷系数K= K*K*K*K=1.25*0.8*1.2*1.35=1.62 αβAVFF 2.根据纵向重合度ε=1.586，从图10-28查得螺旋角影响系数 Yββ =0.88 3.计算当量齿数 33Z= Z/cosβ=21.89;Z= Z/cosβ=88.67 V11 V22 4.查取齿形系数 由表10-5查得 Y=2.73，Y=2.205 Fa1Fa2 5.查取应力校正系数 由表10-5查得 Y=1.568，Y=1.779 Sa1Sa2 6.求[ζ]，[ζ]弯曲疲劳许用应力 H 1H 2 由图10-20c，查得小齿轮的弯曲疲劳强度ζ=500MPa，大齿轮弯FE1曲疲劳强度ζ=380MPa;由10-18图，取弯曲疲劳寿命系数 FE2 K=0.92，K=0.945 FN1FN2 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12得 [ζ] =Kζ/S=328.6MPa F 1FN1FE1 [ζ] =Kζ/S=256.5MPa F 2FN2FE2 7.计算大，小齿轮的YY/[ζ]，并加以比较，选择较大值 FaSaF 小齿轮YY/[ζ] =0.013 Fa1Sa1F 1 大齿轮YY/[ζ]=0.0153 Fa2Sa2F 2 大齿轮的值更大 B:设计计算 22 1/3m?[(2*1.62*83.8*1000*0.88* cosβ/1*20*1.63)*0.0153] n =1.74mm 根据齿根弯曲强度确定模数，取m=2mm n 按接触疲劳强度算得分度圆直径52.66mm来计算齿数。 于是由 Z= dcosβ/ m=52.66* cos14?/2=25.55 11n 设 计 计 算 及 说 明 结 果 - 9 - 取Z=26 1 则Z= uZ=105 21 C:几何尺寸计算 1.中心距计算 a=(Z+Z)m /2cosβ=135.01mm，将中心距圆整为135mm 12n 2..按圆整后中心距修正螺旋角 β=arc cos [(Z+Z)m /2a ]= arc cos(131*2/2/135)=13.98? 12n β值改变不多ε，K，Z不修正 αβH 3.计算大，小齿轮分度圆直径 d= Z m /cosβ=53.59mm;d= Z m /cosβ=216.41mm; 11n22n4.计算齿轮宽度 b=Φ* d=53.59mm d1 圆整后去B=54mm，B=59mm。 21 注(F，?f，f，F，?f查自《机械设计课程设计》P178-179页，βpptfa 表19-3，19-4，19-6) 七、轴的设计计算 ?(高速轴的设计计算 A:高速轴直径的确定(注:公式，图表均查自《机械设计》) 1.求出高速轴功率P=1.785KW，转速n=940r/min，转矩T=18.1N?m。 2.求作用在齿轮上的力 F=2T/d=1021.44N t11 F=F?tan a/cosβ=381.88N rtn F=F?tanβ=239.76N at 力的方向如图3所示 图3 设 计 计 算 及 说 明 结 果 - 10 - 3.初步确定轴的最小直径 按15-2式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料，为40Cr，调质 1/3处理，根据表15-3，取A=112，于是得d=A(P/T)=112(1.785/940)0min01/3=13.87mm。 为了便于高速轴与电动机轴连接，且高速轴上需要开键槽，所以将轴最细处直径适当放大至20mm。所以选用滚动轴承为30305，其尺寸为d=25mm，D=62mm，T=18.25mm 4.高速轴受力情况如图4所示，上为垂直方向力矩，下为水平方向力矩 图4 F=(Fr?130.125-Fa?d/2)/L=244.65N;F=Fr-F=137.23N 1V2V1V Mmaxv=17857.65N?mm F=715.56N，F=305.88N,Mmax=39802.64N?mm 1H2HH 总弯矩为 221/2M=( Mmaxv+ Mmax)=43625.06N?mm maxH 扭矩T=18099.91N?mm 设 计 计 算 及 说 明 结 果 - 11 - 5.按弯扭合成应力校核轴的强度 校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面。根据式15-5所求数据，以及轴为单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6，根据: 22M，(,T)2223max=(43625.06+0.6?18099.91)/0.1/20 ,,caW =56.2MPa 轴材料为40Cr，调质处理，由表15-1，查得[ζ]=70MPa -1 所以轴合格。 B:高速轴结构设计 1.拟定轴上零件装配方案 装配方案如图5所示 2.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ?为了满足半联轴器的轴向定位要求，?-?轴左端需制出一轴肩，故取?-?段D=24mm;右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈D=26mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度52mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故?-?段长度为50mm。 ?选择滚动轴承，因为轴承同时受到径向和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据?-?段D=24mm，选择圆锥滚子轴承30305，其尺寸为25*62*18.25mm，故?-?和?-?段D=25mm，?-?段长度为17mm。 左，右两端滚动轴承采用轴肩定位，故取?-?和?-?段D=32mm。 ?取制齿轮轴的?-?段D=26mm，齿轮分度圆D=35.44mm，?-?段长度45mm。 ??-?段考虑到轴承盖宽度，取76mm，?-?段长度为毡圈加轴承长度，为26mm。其他考虑其他轴的定位及齿轮与齿轮，齿轮与箱体直接距离，取?-?段长度11mm，?-?段长度86mm，?-?段长度9mm，?-?段长度7mm。 至此已初步确定轴的各段直径和长度。 3.轴上零件的周向定位 半联轴器与轴的周向定位采取平键连接。按?-?段直径查表17-1 设 计 计 算 及 说 明 结 果 - 12 - 得平键截面b*h=6*6mm，键槽用键槽铣刀加工，长为45mm，同时为了保证半联轴器和轴的连接，取半联轴器与轴的配合为H7/n6。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡或过盈配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6，轴承内圈与轴的配合为H7/k6。 4.确定轴上的圆角和倒角尺寸 参考表11-5，11-6，取轴端倒角1?45?，各轴肩处圆角半径为1mm C:由于滚动轴承没有重新选择，经过前面的弯扭合成应力校核得ζca,[ζ]，故安全。 -1 D:精确校核轴的疲劳强度 考虑到轴直径，应力大小，应力集中及扭矩作业，校核截面?左 右两侧 1.截面?左侧 333抗弯截面系数 W=0.1d=0.1*25=1562.5 mm 333抗扭截面系数 W=0.2d=0.2*25=3125 mm T 截面?左侧的弯矩 M=43625.06*38.5/55.625=30194.42N?mm 截面?上的扭矩 T=18099.91N?mm 截面上的弯曲应力 ζ=M/W=19.32MPa b 截面上的扭转切应力η=T/W=5.79MPa TT 轴的材料为40Cr，调质处理，由表15-1查得ζ=735MPa;ζ= B-1355MPa;η=200MPa -1 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数α及α按附表3-2查ζη取，因r/d=1/25=0.04，D/d=32/25=1.28，查得α=2.09，α=1.79 ζη又由附图3-1可得轴的材料的敏感系数为q=0.77，q=0.8 ζη故有效应力集中系数按式为 k=1+q(α-1)=1.84 ζζζ k=1+q(α-1)=1.63 ηηη 由附图3-2的尺寸系数ε=1;由附图3-3的扭转尺寸系数ε=0.97。 ζη轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为β=β=0.93 ζη轴未经表面强化处理，即β=1，则按式得综合系数为 q K=k/ε+1/β-1=1.92 ζζζζ K=k/ε+1/β-1=1.71 ηηηη 又得碳钢的特性系数θ=0.1~0.2，取θ=0.1;θ=0.05~0.1，取θζζη =0.05 η 于是，计算安全系数S值，按公式得 ca S=ζ(K?ζ+θ?ζ)=9.57 ζζζ-1/am S=η/(K?η+θ?η)=41.12 ηηη-1am221/2S=SS/(S+S)=9.32>S=1.6 ζηζηca 故可知其安全。 设 计 计 算 及 说 明 结 果 - 13 - 2.截面?右侧 333抗弯截面系数 W=0.1d=0.1*32=3276.8mm 333抗扭截面系数 W=0.2d=0.2*32=6553.6 mm T 截面?右侧的弯矩 M=43625.06*38.5/55.625=30194.42N?mm 截面?上的扭矩 T=18099.91N?mm 截面上的弯曲应力 ζ=M/W=9.21MPa b 截面上的扭转切应力η=T/W=2.76MPa TT 轴的材料为40Cr，调质处理，由表15-1查得ζ=735MPa;ζ= B-1355MPa;η=200MPa -1 右侧半径大于左侧，故可知其安全。 所以高速轴强度是足够的。 ?(中间轴的设计计算 A:中速轴直径的确定(注:公式，图表均查自《机械设计》) 1.求出中间轴功率P=1.697KW，转速n=193.4r/min，转矩T=83.8N?m。 2.求作用在齿轮上的力 大齿轮所受力: F=2T/d=971.2N t22 F=F?tan a/cosβ=363.1N rtn2 F=F?tanβ=227.97N at2 小齿轮所受力: F=2T/d=3127.45N t11 F=F?tan a/cosβ=1173.04N rtn1 F=F?tanβ=778.6N at1 力的方向如图6所示 图6 设 计 计 算 及 说 明 结 果 - 14 - 3.初步确定轴的最小直径 按15-2式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料，为40Cr，调质 1/3处理，根据表15-3，取A=112，于是得d=A(P/T)=1120min01/3(1.697/83.8)=23.1mm。 将轴最细处直径适当放大至30mm。 所以选用滚动轴承为30306，其尺寸为d=30mm，D=72mm，T=20.25mm 4.中间轴受力情况如图4所示，上为垂直方向力矩，下为水平方向力矩 图7 F=(F?69.625-F?d/2- F?131.125-F?d/2)/187.75=-34.47N 1Vr1a11r2a22 F= F- F-F=844.41N 2Vr1r21V Mmaxv=-1951.86N?mm，Mmaxv=58792.05N?mm 12 F=1840.65N，F=2258N 1H2H Mmax=104226.8N?mm，Mmax=157213.24N?mm H1H2 总弯矩为 221/2M=( Mmaxv+ Mmaxv)=104245.07N?mm 11H1221/2M=( Mmaxv+ Mmaxv)=167846.69N?mm 22H2 扭矩T=83800N?mm 5.按弯扭合成应力校核轴的强度 设 计 计 算 及 说 明 结 果 - 15 - 校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面。根据式15-5所求数据，以及轴为单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6，根据: 22M，(,T)223max=(167846.69+0.6?83800)/0.1/30 ,,caW =64.89MPa 轴材料为40Cr，调质处理，由表15-1，查得[ζ]=70MPa -1 所以轴合格。 B:中间轴结构设计 1.拟定轴上零件装配方案 装配方案如图8所示 图8 2.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ?择滚动轴承，因为轴承同时受到径向和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据?-?段D=30mm，选择圆锥滚子轴承30306，其尺寸为30*72*20.75mm，故?-?和?-?段D=30mm。 右端滚动轴承采用轴肩定位，故取?-?段D=40mm。 所以制齿轮轴的?-?段D=40mm，齿轮分度圆D=53.59mm，考虑大齿轮宽度，?-?段长度取34mm，D=35mm，?-?段取59mm ??-?段长度为毡圈加轴承长度，为28mm。其他考虑其他轴的定位及齿轮与齿轮，齿轮与箱体直接距离，取?-?段长度22mm，?-?段长度14mm，?-?段长度51mm。 至此已初步确定轴的各段直径和长度。 3.轴上零件的周向定位 大齿轮与轴的周向定位采取平键连接。按?-?段直径查表17-1得平键截面b*h=10*8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为28mm，同时为了保证齿轮和轴的连接，取齿轮与轴的配合为H7/r6。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡或过盈配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6，轴承内圈与轴的配合为H7/k6。 设 计 计 算 及 说 明 结 果 - 16 - 4.确定轴上的圆角和倒角尺寸 参考表11-5，11-6，取轴端倒角1?45?，各轴肩处圆角半径为1.6mm C:由于滚动轴承没有重新选择，经过前面的弯扭合成应力校核得ζca,[ζ]，故安全。 -1 D:精确校核轴的疲劳强度 考虑到轴直径，应力大小，应力集中及扭矩作业，校核截面?左 右两侧 1.截面?左侧 333抗弯截面系数 W=0.1d=0.1*30=2700 mm 333抗扭截面系数 W=0.2d=0.2*30=5400 mm T 截面?左侧的弯矩 M=104245.07*40.625/56.625=74789.51N?mm 截面?上的扭矩 T=83800N?mm 截面上的弯曲应力 ζ=M/W=27.7MPa b 截面上的扭转切应力η=T/W=15.52MPa TT 轴的材料为40Cr，调质处理，由表15-1查得ζ=735MPa;ζ= B-1355MPa;η=200MPa -1 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数α及α按附表3-2查ζη取，因r/d=5/30=0.167，D/d=35/30=1.167，查得α=1.46，α=1.17 ζη又由附图3-1可得轴的材料的敏感系数为q=0.82，q=0.85 ζη故有效应力集中系数按式为 k=1+q(α-1)=1.38 ζζζ k=1+q(α-1)=1.15 ηηη 由附图3-2的尺寸系数ε=0.88;由附图3-3的扭转尺寸系数εζη=0.9。 轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为β=β=0.93 ζη轴未经表面强化处理，即β=1，则按式得综合系数为 q K=k/ε+1/β-1=1.64 ζζζζ K=k/ε+1/β-1=1.35 ηηηη 又得碳钢的特性系数θ=0.1~0.2，取θ=0.1;θ=0.05~0.1，取θζζη =0.05 η 于是，计算安全系数S值，按公式得 ca S=ζ(K?ζ+θ?ζ)=9.29 ζζζ-1/am S=η/(K?η+θ?η)=18.41 ηηη-1am221/2S=SS/(S+S)=8.29>S=1.6 ζηζηca 故可知其安全。 1.截面?右侧 333抗弯截面系数 W=0.1d=0.1*35=4287.5 mm 333抗扭截面系数 W=0.2d=0.2*35=8575 mm T 截面?右侧的弯矩 M=104245.07*40.625/56.625=74789.51N?mm 截面?上的扭矩 T=83800N?mm 设 计 计 算 及 说 明 结 果 - 17 - 截面上的弯曲应力 ζ=M/W=17.44MPa b 截面上的扭转切应力η=T/W=9.77MPa TT 轴的材料为40Cr，调质处理，由表15-1查得ζ=735MPa;ζ= B-1355MPa;η=200MPa -1 过盈配合处的k/ε由附表3-8查得，并取k/ε=0.8k/ε ζζηηζζ于是得k/ε=3.05 k/ε=2.44 ηηζζ 轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为β=β=0.93 ζη轴未经表面强化处理，即β=1，则按式得综合系数为 q K=k/ε+1/β-1=3.13 ζζζζ K=k/ε+1/β-1=2.52 ηηηη 又得碳钢的特性系数θ=0.1~0.2，取θ=0.1;θ=0.05~0.1，取θζζη=0.05 η 于是，计算安全系数S值，按公式得 ca S=ζ(K?ζ+θ?ζ)=6.48 ζζζ-1/am S=η/(K?η+θ?η)=31.60 ηηη-1am221/2S=SS/(S+S)=6.35>S=1.6 ζηζηca 故可知其安全。 所以中间轴强度是足够的。 ?(低速轴的设计计算 A:低速轴直径的确定(注:公式，图表均查自《机械设计》) 1.求出低速轴功率P=1.616KW，转速n=47.75r/min，转矩T=323.23N?m。 2.求作用在齿轮上的力 F=2T/d=2987.2N t F=F?tan a/cosβ=1120.44N rtn F=F?tanβ=743.69N at 力的方向如图9所示 设 计 计 算 及 说 明 结 果 - 18 - 图9 3.初步确定轴的最小直径 按15-2式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料，为40Cr，调质 1/3处理，根据表15-3，取A=112，于是得d=A(P/T)=1120min01/3(1.616/323.23)=36.23mm。将轴最细处直径适当放大至40mm。 所以选用滚动轴承为30309，其尺寸为d=45mm，D=100mm，T=27.25mm 4.低速轴受力情况如图10所示，上为垂直方向力矩，下为水平方向力矩 F=(Fr?73.125+Fa?d/2)/L=833.91N 1V F=Fr-F=286.53N 2V1V Mmaxv=101424.3N?mm F=1121.64N，F=1865.56N,Mmax=136419.47N?mm 1H2HH 总弯矩为 221/2M=( Mmaxv+ Mmaxv)=169991.65N?mm maxH 扭矩T=323230N?mm 设 计 计 算 及 说 明 结 果 - 19 - 5.按弯扭合成应力校核轴的强度 校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面。根据式15-5所求数据，以及轴为单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6，根据: 22M，(,T)max=40.3MPa ,,caW 轴材料为40Cr，调质处理，由表15-1，查得[ζ]=70MPa -1 所以轴合格。 B:低速轴结构设计 1.拟定轴上零件装配方案 装配方案如图11所示 图11 2.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ?为了满足半联轴器的轴向定位要求，?-?轴左端需制出一轴肩，故取?-?段D=44mm;右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈D=46mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度84mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故?-?段长度为82mm。 ?选择滚动轴承，因为轴承同时受到径向和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据?-?段D=44mm，选择圆锥滚子轴承30309，其尺寸为45*100*27.25mm，故?-?和?-?段D=45mm，?-?段长度为24mm。 左端滚动轴承采用轴肩定位，右端滚动轴承为套筒定位故取?-?段D=55mm。 ?与大齿轮轴配合的?-?段D=50mm，考虑齿轮宽度?-?段长度52mm。 ??-?段考虑到轴承盖宽度，取68mm，他考虑其他轴的定位及齿轮与齿轮，齿轮与箱体直接距离，取?-?段长度81mm，?-?段长度61mm，至此已初步确定轴的各段直径和长度。 3.轴上零件的周向定位 设 计 计 算 及 说 明 结 果 - 20 - 半联轴器与轴的周向定位采取平键连接。按?-?段直径查表17-1得平键截面b*h=12*8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为80mm，同时为了保证半联轴器和轴的连接，取半联轴器与轴的配合为H7/n6。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡或过盈配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6，轴承内圈与轴的配合为H7/k6。 4.确定轴上的圆角和倒角尺寸 参考表11-5，11-6，取轴端倒角1?45?，各轴肩处圆角半径为1.6mm，?处圆角半径为0.5mm C:由于滚动轴承没有重新选择，经过前面的弯扭合成应力校核得ζca,[ζ]，故安全。 -1 D:精确校核轴的疲劳强度 考虑到轴直径，应力大小，应力集中及扭矩作业，校核截面?左右两侧 1.截面?右侧 333抗弯截面系数 W=0.1d=0.1*45=9112.5 mm 333抗扭截面系数 W=0.2d=0.2*45=18225mm T 截面?右侧的弯矩 M=138019.13*48.125/73.125=90833.1N?mm 截面?上的扭矩 T=323230N?mm 截面上的弯曲应力 ζ=M/W=9.97MPa b 截面上的扭转切应力η=T/W=17.74MPa TT 轴的材料为40Cr，调质处理，由表15-1查得ζ=735MPa;ζ= B-1355MPa;η=200MPa -1 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数α及α按附表3-2查ζη 取，因r/d=5/40=0.125，D/d=45/40=1.125，查得α=1.56，α=1.26 ζη又由附图3-1可得轴的材料的敏感系数为q=0.82，q=0.85 ζη故有效应力集中系数按式为 k=1+q(α-1)=1.46 ζζζ k=1+q(α-1)=1.22 ηηη 由附图3-2的尺寸系数ε=0.75;由附图3-3的扭转尺寸系数εζη=0.7。 轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为β=β=0.93 ζη轴未经表面强化处理，即β=1，则按式得综合系数为 q K=k/ε+1/β-1=2.02 ζζζζ K=k/ε+1/β-1=1.82 ηηηη 又得碳钢的特性系数θ=0.1~0.2，取θ=0.1;θ=0.05~0.1，取θζζη =0.05 η 于是，计算安全系数S值，按公式得 ca S=ζ(K?ζ+θ?ζ)=17.63 ζζζ-1/am S=η/(K?η+θ?η)=12.56 ηηη-1am221/2S=SS/(S+S)=10.23>S=1.6 ζηζηca 故可知其安全。 设 计 计 算 及 说 明 结 果 - 21 - 1.截面?右侧 333抗弯截面系数 W=0.1d=0.1*45=9112.5 mm 333抗扭截面系数 W=0.2d=0.2*45=18225mm T 截面?右侧的弯矩 M=138019.13*48.125/73.125=90833.1N?mm 截面?上的扭矩 T=323230N?mm 截面上的弯曲应力 ζ=M/W=9.97MPa b 截面上的扭转切应力η=T/W=17.74MPa TT 轴的材料为40Cr，调质处理，由表15-1查得ζ=735MPa;ζ= B-1 355MPa;η=200MPa -1 过盈配合处的k/ε由附表3-8查得，并取k/ε=0.8k/ε ζζηηζζ于是得k/ε=3.05 k/ε=2.44 ηηζζ 轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为β=β=0.93 ζη轴未经表面强化处理，即β=1，则按式得综合系数为 q K=k/ε+1/β-1=3.13;K=k/ε+1/β-1=2.52 ζζζζηηηη又得碳钢的特性系数θ=0.1~0.2，取θ=0.1;θ=0.05~0.1，取θζζη=0.05 η 于是，计算安全系数S值，按公式得 ca S=ζ(K?ζ+θ?ζ)=11.38 ζζζ-1/am S=η/(K?η+θ?η)=8.77 ηηη-1am221/2S=SS/(S+S)=6.95>S=1.6 ζηζηca 故可知其安全。 所以低速轴强度是足够的。 八、滚动轴承的选择及校核计算 ?(高速轴轴承的校核 受力分析如图12所示 设 计 计 算 及 说 明 结 果 - 22 - 1.求两轴承受到的径向载荷F和F 1r2rF=2T/d=1021.44N t11 F=F?tan a/cosβ=381.88N rtn F=F?tanβ=239.76N at F=(Fr?130.125-Fa?d/2)/L=244.65N 1V F=Fr-F=137.23N 2V1V F=715.56N，F=305.88N 1H2H 1/222F=(F+ F)=756.23N 1r1V1H1/2 22F=(F+F)=335.25N2r2V2H 2.计算两轴承的计算轴向力F和F 1a2a对于30305型轴承，按表15-7，e=1.5?tanα=0.3,查资料得X=0.4， Y=2 由公式Fd=Fr/2Y得:F =F /4=189.06N; F=F /4=83.81N 1d1r2d2r F +F >F a2d1d 按公式F =F +F;F =323.57N 1aa2d 1a F =F =83.81N 2a2d 3.求轴承当量动载荷P和P 12 F /F=0.43>e 1a1r F /F=0.25P ，所以按轴承1的受力大小验算 r1r2 610C636,根据公式=10/60/940?(44800/949.63)=1.86*10 ,()Lh60nP h>10000h 故所选轴承满足寿命要求。 ?(中间轴轴承的校核 受力分析如图13所示 图13 设 计 计 算 及 说 明 结 果 - 23 - 1.求两轴承受到的径向载荷F和F 1r2r 大齿轮所受力: F=2T/d=971.2N t22 F=F?tan a/cosβ=363.1N rtn2 F=F?tanβ=227.97N at2 小齿轮所受力: F=2T/d=3127.45N t11 F=F?tan a/cosβ=1173.04N rtn1 F=F?tanβ=778.6N at1 F=(F?69.625-F?d/2- F?131.125-F?d/2)/187.75=-34.47N 1Vr1a11r2a22F= F- F-F=844.41N 2Vr1r21V F=1840.65N，F=2258N 1H2H 1/222F=(F+ F)=1840.97N 1r1V1H1/2 22F=(F+F)=2410.72N2r2V2H 2.计算两轴承的计算轴向力F和F 1a2a 对于30306型轴承，按表15-7，e=1.5?tanα=0.31,查资料得X=0.4， Y=1.9 由公式Fd=Fr/2Y得:F =F /3.8=484.47N; F=F /3.8=634.4N 1d1r2d2rF +F >F a2d1d 设 计 计 算 及 说 明 结 果 - 24 - 按公式F =F +F;F =1185.03N 1aa2d 1a F =F =634.4N 2a2d 3.求轴承当量动载荷P和P 12F /F=0.64>e 1a1r F /F=0.26P ，所以按轴承1的受力大小验算 r1r2 610C635,根据公式=10/60/193.4?(55800/3106.45)=4.99*10 ,()Lh60nP h>10000h 故所选轴承满足寿命要求。 ?(低速轴轴承的校核 受力分析如图14所示 1.求两轴承受到的径向载荷F和F 1r2r 设 计 计 算 及 说 明 结 果 - 25 - F=2T/d=2987.2N t F=F?tan a/cosβ=1120.44N rtn F=F?tanβ=743.69N at F=(Fr?73.125+Fa?d/2)/L=833.91N;F=Fr-F=286.53N 1V2V1VF=1121.64N，F=1865.56N 1H2H1/222F=(F+ F)=1397.67N 1r1V1H1/2 22F=(F+F)=1877.44N2r2V2H 2.计算两轴承的计算轴向力F和F 1a2a 对于30309型轴承，按表15-7，e=1.5?tanα=0.35,查资料得X=0.4，Y=1.74 由公式Fd=Fr/2Y得:F=F/3.48=401.63N;F=F /3.48=539.49N 1d1r2d2rF +F >F a2d1d 按公式F =F +F;F =1283.18N 1aa2d 1a F =F =539.49N 2a2d 3.求轴承当量动载荷P和P 12 F /F=0.92>e 1a1r F /F=0.29P ，所以按轴承1的受力大小验算 r1r2 610C637,根据公式=10/60/47.75?(102000/2759.12)=1.76*10 ,()Lh60nP h>10000h 故所选轴承满足寿命要求。 九、键联接的选择及校核计算 ?(键的选择:联轴器与高速轴相连的键选择 b=6mm,h=6mm,L=45mm的圆头普通平键(C型);大齿轮与中间轴相连的键选择b=10mm,h=8mm,L=28mm的圆头普通平键(A型)，大齿轮与低速轴相连的键选择b=14mm,h=9mm,L=45mm的圆头普通平键(A型);联轴器与低速轴相连的键选择b=12mm,h=8mm,L=70mm的圆头普通平键(C型);材料都为45钢。 ?键的校核 普通平键连接强度条件 设 计 计 算 及 说 明 结 果 - 26 - 3210T， ,,,,[]ppkld 1.高速轴与半联轴器相连的键的校核 根据公式ζp=2T*1000/kld=2*18.1*1000/3/42/20=14.37?[ζp]=110MPa(轻微冲击) 2.中间轴与大齿轮相连的键的校核 根据公式ζp=2T*1000/kld=2*83.8*1000/4/18/35=66.51?[ζp]=110MPa(轻微冲击) 3.低速轴与大齿轮相连的键的校核 根据公式ζp=2T*1000/kld=2*323.23*1000/4.5/31/50=92.68?[ζp]=110MPa(轻微冲击) 4.低速轴与联轴器相连的键的校核 根据公式ζp=2T*1000/kld=2*323.23*1000/4/58/40=69.66?[ζp]=110MPa(轻微冲击) 十、联轴器的选择与校核 1.按照题目要求，选用弹性联轴器。高速轴联轴器初选TL4联轴器(Y型)，d=20mm，L=52mm;低速轴联轴器初选TL7联轴器(J型)，d=40mm，L=84mm。 2.联轴器的校核 根据公式Tc=K?Tn，查得工作情况系数K为1.3 AA ?高速轴联轴器Tc=K?T=1.3*18.1=23.53N?m?Tn=63N?m A ?低速轴联轴器Tc=K?T=1.3*323.23=420.20N?m?Tn=500N?m A 所以联轴器满足要求 十一、减速器箱体及附件设计 1.箱体设计,mm, 名称 符号 参数 设计原则 箱体壁厚 δ 12 0.025a+Δ?8 箱盖壁厚 δ 12 0.02a+Δ?8 1 凸缘厚箱座 b 18 1.5δ 度 箱盖 b 18 1.5δ 11 底座 b 30 2.5δ 2 箱座肋厚 m 10 0.85δ 箱盖肋厚 m 10 0.85δ 11 设 计 计 算 及 说 明 结 果 - 27 - 取M16 齿轮减速器， 型号 df地脚螺钉 0.036a+12 数目 n 4 轴承旁联接螺栓直径 d 取M12 0.75 d 1f箱座、箱盖联接螺栓直d 取M12 (0.5-0.6)d 2f 径尺寸 观察孔盖螺钉 C 取M8 (0.3-0.4)d 2f 凸台高度 h 结构而定 凸台半径 R = C 12箱体外壁至轴承盖座l 43 C+ C+(5~10) 112 端面的距离 2、附件 为了保证减速器的正常工作，除了对齿轮、轴、轴承组合和箱体的结构设计给予足够的重视外，还应考虑到为减速器润滑油池注油、排油、检查油面高度、加工及拆装检修时箱盖与箱座的精确定位、吊装等辅助零件和部件的合理选择和设计。 名称 规格或作用 参数 为检查传动零件的啮合情况，并向箱内注入润滑油，应在箱体的窥视孔 160? 适当位置设置检查孔。图中检查孔设在上箱盖顶部能直接观察到140 视孔盖 齿轮啮合部位处。平时，检查孔的盖板用螺钉固定在箱盖上。材 料为Q235 减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大，为使箱通气器 通气螺 内热胀空气能自由排出，以保持箱内外压力平衡，不致使润滑油塞 沿分箱面或轴伸密封件等其他缝隙渗漏，通常在箱体顶部装设通M27?气器。材料为Q235 1.5 固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷，轴承座孔两端用轴承轴承盖 凸缘式 盖封闭。轴承盖有凸缘式和嵌入式两种。图中采用的是凸缘式轴轴承盖 承盖，利用六角螺栓固定在箱体上，外伸轴处的轴承盖是通孔，六角螺其中装有密封装置。材料为HT200 栓 (M8) 为保证每次拆装箱盖时，仍保持轴承座孔制造加工时的精度，应定位销 M8? 在精加工轴承孔前，在箱盖与箱座的联接凸缘上配装定位销。中50 采用的两个定位圆锥销，安置在箱体纵向两侧联接凸缘上，对称 箱体应呈对称布置，以免错装。材料为45号钢 检查减速器内油池油面的高度，经常保持油池内有适量的油，一油面指油标尺 般在箱体便于观察、油面较稳定的部位，装设油面指示器，采用M12 示器 2型 换油时，排放污油和清洗剂，应在箱座底部，油池的最低位置处油塞 M16? 开设放油孔，平时用螺塞将放油孔堵住，油塞和箱体接合面间应1.5 加防漏用的垫圈(软钢纸板)。螺塞材料为Q235 设 计 计 算 及 说 明 结 果 - 28 - 为加强密封效果，通常在装配时于箱体剖分面上涂以水玻璃或起盖螺钉 M12? 密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖。为此常在箱35 盖联接凸缘的适当位置，加工出1个螺孔，旋入启箱用的(头 部磨成球形)启盖螺钉。旋动启箱螺钉便可将上箱盖顶起。 为了便于搬运，在箱体设置起吊装置，采用箱盖吊耳+箱座吊耳，起吊装置 箱盖 材料HT200。 吊耳+ 箱座 吊耳 十二、 润滑与密封 ?(本设计采用油润滑 1.齿轮的润滑 采用浸油润滑，由于低速级周向速度为0.52m/s，所以浸油高度约为36~72?。取为60?。 2.滚动轴承的润滑 选取开设油沟、飞溅润滑。 3.润滑油的选择 齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。 2， 滚动轴承内侧的挡油盘 由于输入轴的齿轮直径小，设计为齿轮轴，齿顶圆小于轴承的外径，为防止啮合时所挤出的热油大量冲向轴承内部，增加轴承阻力，设置挡油盘。 二、密封 选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装毡圈实现密封。 密封圈型号按所装配轴的直径确定为24 FZ/T92010-91和44 FZ/T92010-91 轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 十三、设计小结 经过了三周的努力，一份完整的三轴线双级斜齿圆柱齿轮减速器设计终于完成了，其中包括一份#说明书#，一张A1的装配图，两张A3的零件图，还有手绘的主视图和俯视图草图，这些都凝聚着自己的努力，也得益于老师的指导和同学们的帮助。 在这次作业中，自己遇到了许多的困难，从开始的传动比设计，和后来的轴的设计，以及最后的绘制装配图和零件图。因为自己知识的欠缺和

经验

班主任工作经验交流宣传工作经验交流材料优秀班主任经验交流小学课改经验典型材料房地产总经理管理经验

的不足，常常在设计好结构之后又发现了问题，然 设 计 计 算 及 说 明 结 果 - 29 - 后再进行改动，计算时也有很多的数据的查取没有经验，取得偏小，这些都令自己很苦恼。但是在刘老师耐心的指导和帮助下，在和同小组的同学一遍遍的讨论中，自己找到了问题的所在，并将其一一解决，经过了十几天的努力终于设计出了自己的满意的减速器。同时通过这三周的设计，自己更好的掌握了机械设计的基础知识，从传动装置的总体设计，减速器的结构设计到具体的各个细节如润滑，密封，螺栓紧固等等都觉得自己对知识的理解上升了一个层次，同时也积累了一些经验。而对自己来说最重要的，是分析和解决问题的

方法

快递客服问题件处理详细方法山木方法pdf计算方法pdf华与华方法下载八字理论方法下载

和能力。当然自己的进步是离不开老师和同学们的帮助的。 尽管这次作业的时间是漫长的,过程是曲折的,但自己也收获了很多.不仅仅掌握了齿轮和轴的设计步骤与方法;也对制图有了更进一步的掌握。同时这些分析和解决问题的方法与能力更是宝贵的收获.在整个过程中,自己发现作为学生最缺少的就是经验,老师能够一眼就看出螺栓或者键的设计存在问题，而自己却常为不知道具体取哪一个数值而苦恼。对于机械没有感性的认识,空有理论知识,就很可能与实际脱节.总体来说,自己觉得做这种设计类的作业对我们的帮助还是很大的,它能够我们将学过的相关知识都系统地联系起来,从过程中暴露出自己的不足,并积累经验，最终让我们更好的掌握机械的知识。最后衷心感谢老师在设计过程中的指导和帮助。 十四、参考资料目录 1.《机械设计》濮良贵 纪名刚主编 (第八版)高等教育出版社 2.《机械设计机械设计基础课程设计》 王昆等主编 高等教育出版社 - 30 - - 31 -