目 錄 一 前言 1 二 電動(dòng)機(jī)的選擇及傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算 2 三 傳動(dòng)零件的 設(shè)計(jì)計(jì)算 5 四 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算及校核 11 五 箱體的設(shè)計(jì)及說(shuō)明 10 六 鍵連接的選擇與計(jì)算 22 七 滾動(dòng)軸承的選擇及計(jì)算 24 八 聯(lián)軸器的選擇 25 九 潤(rùn)滑與密封的 26 十 減速器附件設(shè)計(jì) 27 十一 設(shè)計(jì)小結(jié) 29 參考資料 31 一 前言 傳動(dòng)方案 帶式運(yùn)輸機(jī)的展開式二級(jí)圓柱齒輪減速器 原始數(shù)據(jù) 1 運(yùn)輸帶工作拉力 F 1900 N 2 運(yùn)輸帶工作速度 v 1 3 m s 3 卷筒直徑 D 250 mm 工作條件 連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn) 工作時(shí)有輕微振動(dòng) 空載啟動(dòng) 使用期限為 8 年 小批量生產(chǎn) 單班制工作 運(yùn)輸帶速度允許誤差為 5 減速器部分為兩級(jí)展開式圓柱齒輪減速 這是兩級(jí)減速器中應(yīng)用最廣泛的一種 齒輪相對(duì)于軸承不對(duì)稱 要求軸具有較大的剛度 高速級(jí)齒輪常布置在遠(yuǎn)離扭矩輸 入端的一邊 以減小因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均現(xiàn)象 原動(dòng)機(jī)部分為 Y 系列三相交流 異步電動(dòng)機(jī) 總體來(lái)講 該傳動(dòng)方案滿足工作機(jī)的性能要求 適應(yīng)工作條件 工作可靠 此 外還結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單 尺寸緊湊 成本低傳動(dòng)效率高 二 電動(dòng)機(jī)的選擇及傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算 電動(dòng)機(jī)的選擇 1 選擇電動(dòng)機(jī)類型 按工作要求選用 Y 系列全封閉自扇冷式籠型三相異步電動(dòng)機(jī) 電壓 380V 2 選擇電動(dòng)機(jī)功率 1 傳動(dòng)裝置的總效率 確定各部分效率 滾動(dòng)軸承的效率 五對(duì) 球軸承 0 99 閉式齒輪傳動(dòng)效率 齒輪 0 97 聯(lián)軸器效率 聯(lián)軸器 0 99 傳動(dòng)卷筒效率 卷筒 0 96 滾子鏈 0 96 總 5 球軸承 2 齒輪 2 聯(lián)軸器 卷筒 滾子鏈 0 995 0 972 0 992 0 96 0 96 0 808 2 所需電動(dòng)機(jī)功率 kwFvd 06 38 109P 3 確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 計(jì)算卷筒的工作轉(zhuǎn)速 min 31 9 50 2 6 rDvnw 通常 取二級(jí)圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比范圍 套筒滾子鏈的傳動(dòng)比為 8 40減 速 器 1 5 則總傳動(dòng)比的范圍為 8 200 故電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為 滾 子 鏈i ai 8 5200 99 31 795 19862r min dnaiw 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有 1000 1500 3000r min 根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速 由有關(guān) 手冊(cè)查出有三種適用的電動(dòng)機(jī)型號(hào) 因此有三種傳動(dòng)比方案 綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳 動(dòng)裝置尺寸 重量 價(jià)格和鏈傳動(dòng) 減速器的傳動(dòng)比 可見第 3 方案比較適合 則 選 140 minnr 4 確定電動(dòng)機(jī)型號(hào) 根據(jù)以上選用的電動(dòng)機(jī)類型 所需的額定功率及同步轉(zhuǎn)速 選定電動(dòng)機(jī)型號(hào)為 Y112M 4 4 級(jí) 其主要性能 額定功率 4KW 滿載轉(zhuǎn)速 1440r min 額定轉(zhuǎn)矩 2 2N m 三 計(jì)算總傳動(dòng)比及分配各級(jí)的傳動(dòng)比 1 總傳動(dòng)比 由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)數(shù) nm工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速 可得傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為 wn4 501 3 9 wmani 2 分配傳動(dòng)裝置各級(jí)傳動(dòng)比 1 取套筒滾子鏈傳動(dòng)的傳動(dòng)比 為 2 則減速器的傳動(dòng)比 為鏈i 總i25 70 14 鏈總 ia 2 兩級(jí)圓柱齒輪減速器高速級(jí)的傳動(dòng)比 3 186總ii 1 3 則低速級(jí)齒輪傳動(dòng)比 276 18 352 i總 四 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 1 0 軸 電機(jī)軸 mNnPTrkwmd 3 20146 950i 3 2 1 軸 高速軸 kw94 63 100 in4in01r mNPT 0 21 95 3 2 軸 中間軸 kwP91 27 00294 3 211 min856 4in12rNT 619 90 4 3 軸 低速軸 kwP7 2 01 2 3 mNTr 7 4in5986n3 5 4 軸 小滾輪軸 TrnkwP 28 13in9 4 5 5 軸 滾筒軸 mNTrnkwP 10 249in5 1 至 4 軸的輸入功率或輸出轉(zhuǎn)矩分別為各軸的輸入功率或輸出轉(zhuǎn)矩乘軸承效率 0 99 1 軸的輸出功率 kwP0 3 9024 3 9 1 1 軸的輸出轉(zhuǎn)矩 mNT 81 2 軸的輸出功率 k 2 2 軸的輸出轉(zhuǎn)矩 609461 3 軸的輸出功率 wP7 3 3 軸的輸出轉(zhuǎn)矩 mNT 8132 4 軸的輸出功率 k0 92 4 4 軸的輸出轉(zhuǎn)矩 7813 5 軸的輸出功率 wP56 5 5 軸的輸出轉(zhuǎn)矩 mNT 1249024 運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)如下表 功率 P kW 轉(zhuǎn)矩 T 軸名 輸入 輸出 輸入 輸出 轉(zhuǎn)速 n r min 傳動(dòng)比 i 效率 電動(dòng)機(jī)軸 3 06 20 3 1440 1 軸 3 03 3 00 20 09 19 89 1440 2 軸 2 91 2 88 61 49 60 88 451 98 3 軸 2 79 2 76 134 17 132 8 198 59 4 軸 2 73 2 70 139 28 129 97 198 59 滾筒軸 2 59 2 56 249 10 246 61 99 295 1 0 99 3 186 0 96 2 276 0 96 1 0 99 2 0 96 0 96 三 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算 3 1 鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì) 1 選擇鏈輪齒數(shù) 取小鏈輪齒數(shù) 大鏈輪齒數(shù)19Z 21 62931Zi 2 確定計(jì)算功率 查得 單排鏈 1 0AK 28Z 當(dāng)量動(dòng)載荷 1 03 74caAPKW 3 選擇鏈條型號(hào)和節(jié)距 由 可選 16A 型號(hào)的鏈 節(jié)距 P 25 4mm14 7n29 mincaPkwr 及 4 計(jì)算鏈節(jié)數(shù)和中心距 初選中心距 0 3 5 30 25 476 120pm 取 則 01a 0 2210 19395 42 3 85 4PZZPLa 取鏈節(jié)數(shù) 0PL 節(jié) 由 所以12 97 83PZ10 2497f 則鏈傳動(dòng)的最大中心距為 112 0 495 5 102 PafpLz m 5 確定鏈的速度 V 以及潤(rùn)滑方式 查表得 采用滴油潤(rùn)滑 12915 40 6060pnzv ms 6 計(jì)算壓軸力 有效圓周力 3 71005 14PFNr 鏈輪水平布置 則壓軸力1 5FPK 1 5384092PFeKN 3 2 齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及計(jì)算 高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 選定齒輪類型 精度等級(jí) 材料及齒數(shù) 根據(jù)傳動(dòng)方案 選用直齒圓柱齒輪軸傳動(dòng) 運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器 速度不高 故選用 7 級(jí)精度 GB10095 88 材料選擇 由 機(jī)械設(shè)計(jì) 表 10 1 選擇小齒輪材料為 40Cr 調(diào)質(zhì) 硬度為 280HBS 大齒輪材料為 45 鋼 調(diào)質(zhì) 硬度為 240HBS 二者材料硬度差為 40HBS 選小齒輪齒數(shù) 28 大齒輪齒數(shù) 32 8916 312 iz 圓整后齒數(shù)取 902 z 2 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 1 按照下式試算 32 21 1 HEdtt ZiTK 確定有關(guān)參數(shù)如下 1 傳動(dòng)比 實(shí)際傳動(dòng)比 214 389012 i 齒數(shù)比 u 2 轉(zhuǎn)矩 mNT 41 3 試選載荷系數(shù) tK 3 4 由 機(jī)械設(shè)計(jì) 表 10 7 選取齒寬系數(shù) 1 d 5 由 機(jī)械設(shè)計(jì) 表 10 6 查得材料的彈性影響系數(shù) 218 9aEMPZ 6 由 機(jī)械設(shè)計(jì) 圖 10 30 選取區(qū)域系數(shù) 425 H 7 由 機(jī)械設(shè)計(jì) 圖 10 21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限aHMP0 1lim aP0 2lim 8 由 機(jī)械設(shè)計(jì) 圖 10 19 查得接觸疲勞壽命系數(shù) 93 01 HNK8 02HN 9 計(jì)算接觸疲勞應(yīng)力 取失效概率為 1 安全系數(shù) S 1 由式 10 12 得 aHNHMPSK48 52lim2li1 因此 許用接觸應(yīng)力 aHMP521 1 10 由 機(jī)械設(shè)計(jì) 式 10 13 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 8912 9103 624 0 0 60 iNjLnh 2 設(shè)計(jì)計(jì)算 1 試算小齒輪分度圓直徑 1tdmdt31 8 2 計(jì)算圓周速度 snvt9 2106 3 計(jì)算齒寬 b 及模數(shù) nt6 1085 327 1 hbmzdnttnt 4 計(jì)算載荷系數(shù) 根據(jù) 7 級(jí)精度 由 機(jī)械設(shè)計(jì) 圖 10 8 查得動(dòng)載荷系數(shù) 1 12 sv 89 2 VK 直齒輪 查表 10 3 得 HFK 1 2 查 機(jī)械設(shè)計(jì) 表 10 2 得使用系數(shù) 1 A 由 機(jī)械設(shè)計(jì) 表 10 4 用插值法查得 7 級(jí)精度 小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí) 35 1 HK 由 機(jī)械設(shè)計(jì) 圖 10 13 以及 查得 1 375 故載荷系數(shù)b 10 6h35 1 HK F8 HVAK 5 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 由式 10 10a 得 mdtt531 6 計(jì)算模數(shù) 21 zmn 3 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 按式 10 5 得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為 3 23 cos FSadn YzKTm 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 1 由 機(jī)械設(shè)計(jì) 圖 10 20C 查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 大齒aFEMP50 1 輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 aFEMP380 2 2 由 機(jī)械設(shè)計(jì) 圖 10 18 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 8 1FNK8 2FN 3 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S 1 4 由式 10 12 得 aFEKNFMPS86 23 57 0211 4 計(jì)算載荷系數(shù) 5 1 FVA 5 查取齒形系數(shù) 由 機(jī)械設(shè)計(jì) 表 10 5 查得 65 21 FaY17 2Fa 6 查取應(yīng)力校正系數(shù) 由 機(jī)械設(shè)計(jì) 表 10 5 查得 58 1 SaY0 12Sa 7 計(jì)算小 大齒輪的 并加以比較 FSa 01635 79 21 FSaFY 大齒輪的數(shù)值較大 設(shè)計(jì)計(jì)算 3n2 1 85790 1635m 984 對(duì)比計(jì)算結(jié)果 由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù) mn大于由齒根彎曲疲勞 強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù) 取 m 2 0mm 已可滿足彎曲強(qiáng)度 4 計(jì)算幾何尺寸 1 小 大齒輪的分度圓直徑 mzdn180562 2 計(jì)算中心距 an21 3 計(jì)算齒寬 mdb5 1 圓整后 小齒輪齒寬 大齒輪齒寬 B51 mB502 低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 選定齒輪類型 精度等級(jí) 材料及齒數(shù) 根據(jù)傳動(dòng)方案 選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng) 精度等級(jí)仍選用 7 級(jí)精度 GB10095 88 材料選擇 由 機(jī)械設(shè)計(jì) 表 10 1 選擇小齒輪材料為 40Cr 調(diào)質(zhì) 硬度為 280HBS 大齒輪材料為 45 鋼 調(diào)質(zhì) 硬度為 240HBS 二者材料硬度差為 40HBS 選小齒輪齒數(shù) 30 大齒輪齒數(shù) 圓整齒數(shù)取 69 28 67 3024 iz 2 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 1 按照下式試算 32 21 1 HEdtt ZiTK 確定有關(guān)參數(shù)如下 1 實(shí)際傳動(dòng)比 69 30 2 334i 齒數(shù)比 2 3u 2 轉(zhuǎn)矩 mNT 105 643 3 試選載荷系數(shù) 3tK 4 由 機(jī)械設(shè)計(jì) P201 表 10 6 查得材料的彈性影響系數(shù) 218 9aEMPZ 5 由 機(jī)械設(shè)計(jì) 表 10 7 選取齒寬系數(shù) 1 d 6 由圖 機(jī)械設(shè)計(jì) 10 21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限aHMP0 3lim aHP50 4lim 7 由 機(jī)械設(shè)計(jì) 式 10 13 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 88234 81079 26 104 6 13 65 iNjLnh 8 由 機(jī)械設(shè)計(jì) 圖 10 19 查得接觸疲勞壽命系數(shù) 90 3HNK95 4 HN 9 計(jì)算接觸疲勞應(yīng)力 取失效概率為 1 安全系數(shù) S 1 由式 10 12 得 aHNHMPSK48 52lim2li1 因此 許用接觸應(yīng)力 aHMP521 1 2 設(shè)計(jì)計(jì)算 1 試算小齒輪分度圓直徑 d3t mdt45 7 3 2 計(jì)算圓周速度 vsnvt 361 06 23 3 計(jì)算齒寬 b 及模數(shù) ntm6 1039 5 4782 457 3 hbzdnttnt 5 計(jì)算載荷系數(shù) 查 機(jī)械設(shè)計(jì) 表 10 2 得載荷系數(shù) 1AK 根據(jù) v 1 36m s 7 級(jí)精度 由圖 10 8 查得動(dòng)載荷數(shù) 1 10VK 由 機(jī)械設(shè)計(jì) 表 10 4 查得的值與直齒輪的相同 故 42 1 HB 由 機(jī)械設(shè)計(jì) 表 10 13 查得 1 35 FK 因此 載荷系數(shù) 56 1 HVA 6 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 mKdtt 13 63 7 計(jì)算模數(shù) 5 23zmn 3 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 根據(jù)教材 P201 公式 10 5 得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為 21 323 FaSdFmKTYZ 確定有關(guān)參數(shù)和系數(shù) 根據(jù)教材 P208 圖 10 20c 查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 大齒輪350FEMPa 的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 4380FEMPa 根據(jù)教材 P206 圖 10 18 取彎曲疲勞壽命系數(shù) 30 8FNK 40 86FN 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S 1 4 根據(jù)教材 P205 公式 10 12 得340 85 296 431 63 4FNEMPaaS 計(jì)算載荷系數(shù) K 1 2501 3572AVHK 查取齒形系數(shù) 根據(jù)教材 P200 表 10 5 查得 3 6FaY4 Fa 查取應(yīng)力校正系數(shù) 根據(jù)教材 P200 表 10 5 查得 31 58Sa 41 765Sa 計(jì)算大 小齒輪的 并加以比較 FaSY 342 65180 42 93 7 6aSFY 大齒輪的數(shù)值大 設(shè)計(jì)計(jì)算 21 3 21 750 168 4 48mm 對(duì)比計(jì)算結(jié)果 由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù) m 大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì) 算的模數(shù) 由于齒輪模數(shù) m 的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力 而齒面 接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力 僅與齒輪直徑 即模數(shù)與齒數(shù)的乘積 有關(guān) 可 取 m 3mm 4 計(jì)算幾何尺寸 1 小 大齒輪的分度圓直徑 mzdn207943 2 計(jì)算中心距 an5 1821 3 計(jì)算齒寬 mdb65 1 圓整后 小齒輪齒寬 大齒輪齒寬 B703 mB654 四 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 高速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 1 按扭矩初算軸徑 圖 7 1 I 軸示意圖 選用 45 鋼調(diào)質(zhì) 硬度 217 255HBS 根據(jù)教材 P370 15 2 式 并查表 15 3 取 015A d 115 3 0294 1440 1 3mm 14 7mm 輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑 為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸 器的孔徑相適應(yīng) 故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào) 聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 根據(jù)教材 P351 表 14 1 考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小 1caATK 故取 則1 3AK 3485 29caNm 按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩 應(yīng)小于連軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件 根據(jù) 機(jī)械設(shè)計(jì)綜合課程設(shè)計(jì) caT P146 表 6 100 選用 LX3 型彈性柱銷聯(lián)軸器 公稱轉(zhuǎn)矩為 半聯(lián)軸器的軸10Nm 孔直徑為 30mm 故取輸入軸最小直徑為 30mm 2 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1 軸上零件的定位 固定和裝配 考慮到齒輪分度圓與軸徑相差不太大 選用齒輪軸 半聯(lián)軸器與軸2ad 的周向定位采用平鍵連接 選用圓頭 A 型 普通平鍵 鍵的尺寸為 半聯(lián)軸器與軸的配合為 滾動(dòng)軸承與軸的周向定8756bhlm 76HK 位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的 此時(shí)選軸的直徑尺寸公差為 m6 2 確定軸各段直徑和長(zhǎng)度 表 7 1 I 各軸段直徑 名稱 依據(jù) 確定結(jié)果 mm 1d 大于軸最小徑 17 7mm 電機(jī)軸徑 38mm 且考慮與聯(lián)軸器內(nèi)孔標(biāo)準(zhǔn)直1 0 8 2 D 徑配合 聯(lián)軸器選擇 LX3 型 302 聯(lián)軸器定位 211 0 7 34632dd 353d 考慮軸承 選用代號(hào)為 6008 軸承軸承2 內(nèi)經(jīng) 外徑 寬度0dm 8Dm 15B404 考慮軸承定位 465d 考慮到齒輪分度圓與軸徑相差不太大 60 選用齒輪軸 此時(shí)2ad 5160am6d4d 467 同一軸承 73 40 3 確定軸各段直徑和長(zhǎng)度 1 軸段安裝聯(lián)軸器 半聯(lián)軸器寬度 取 82Lm180L 2 軸段的長(zhǎng)度 其中 為聯(lián)軸器的內(nèi)端面至軸承端蓋凸緣厚度 21sLta 1s 取 為軸承端蓋凸緣厚度 為軸承蓋15 0sLm 0st tma 的上端面至軸承座孔邊緣的距離 取齒輪距箱體內(nèi)壁之間的距離 考慮到16 箱體鑄造誤差 在確定軸承位置時(shí) 應(yīng)距內(nèi)壁一段距離 s 取 已知軸承寬8 度 箱座厚度 則15B 8m 125alsB 206L 3 軸段的長(zhǎng)度 應(yīng)略小于或等于深溝球軸承寬度 3L 325Lm 4 軸段長(zhǎng)度 取 軸上兩齒輪間的距離 4 2314 123268901Bs 5 軸段長(zhǎng)度 其長(zhǎng)度與齒寬相同 5L5Lm 6 軸段長(zhǎng)度 614s 7 軸段長(zhǎng)度 其長(zhǎng)度為軸承寬度與擋油環(huán)寬度和 7 725Lm 3 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 求軸上的載荷 1 求垂直面的支承反力 NllFrt 8 25332112 NFr2 51321 2 求水平面的支承反力 llFttH6 932113 NFtHt 5 4031 3 繪垂直面的彎矩圖 mllMrr 3 121312 4 繪水平面的彎矩圖 NlFltt 6 521312 5 合成彎矩圖 maHva 3 1 22 6 軸的轉(zhuǎn)矩 T 09 現(xiàn)將計(jì)算出的截面 C 處的 及 的值列于下表 HMV 載 荷 水平面 H 垂直面 V 支承反力 F NNH5 140 692 NFv2 51 83 彎矩 M mH 3 mMv 6 總彎矩 N 1 扭矩 T 09 2 圖 7 2 I 軸的載荷分析圖 根據(jù)教材 P373 公式 15 5 及上表中的數(shù)據(jù) 以及軸單向旋轉(zhuǎn) 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為 脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力 取 0 6 抗彎截面系數(shù) 331 5126 Wd 軸的計(jì)算應(yīng)力 前已選定軸的 2222 5873 0 64837 4 715ca aaMTMP 材料為 45 鋼 調(diào)質(zhì)處理 查得 因此 故軸的強(qiáng)度符合要 a 1 c 求 中速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 1 按扭矩初算軸徑 圖 7 3 II 軸示意圖 選用 45 鋼調(diào)質(zhì) 硬度 217 255HBS 根據(jù)教材 P370 15 2 式 并查表 15 3 取 015Am d 115 2 49 156 39 1 3mm 28 93mm 2 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1 軸上零件的定位 固定和裝配 齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接 大小齒輪安裝軸段直徑相同 查得平鍵截 面 鍵槽用銑刀加工 長(zhǎng)為 36mm 為了保證齒輪與軸配合有良28bhm 好的對(duì)中性 故選擇齒輪輪轂與軸的配合為 滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)76Hn 渡配合來(lái)保證的 此時(shí)選軸的直徑尺寸公差為 m6 2 確定軸各段直徑和長(zhǎng)度 表 7 2 II 各軸段直徑 名稱 依據(jù) 確定結(jié)果 mm 1d 大于軸最小徑 28 93mm 選擇軸承 6307 軸承 內(nèi)徑 d 35mm 外徑 D 80mm 寬度 B 21mm 352 安裝齒輪段 21d 21 0 7 354934d 413d 軸肩段 取 h 3 5mm hd484 42 415 同一對(duì)軸承 51d 35 3 確定軸各段直徑和長(zhǎng)度 1 軸段的長(zhǎng)度 1L34218249Bm 軸承型號(hào)為 6207 軸承寬度 B 17mm 為齒輪端面與箱體內(nèi)壁的距離 為3 4 軸承內(nèi)端面與箱體內(nèi)壁之間的距離 2 軸段的長(zhǎng)度 齒寬 2L2564B 256B 3 軸段的長(zhǎng)度 10mm 為兩齒輪間距 3 4 軸段長(zhǎng)度 齒寬 90mm 43908m3 5 軸段長(zhǎng)度 5L62347B 軸承寬度 B 21mm 為 I 軸軸段 4 的長(zhǎng)度 122mm 為 II 軸上兩齒輪間的23 距離 1 求垂直面的支承反力 NllFrt 2 98321212 r4 021 2 求水平面的支承反力 NllFFttH97 123213 tHt 5031 3 繪垂直面的彎矩圖 mNlFlMcrr 9 621312 4 繪水平面的彎矩圖 lltt 3 521312 5 合成彎矩圖 mNaHva 4 16 90 6222 6 軸的轉(zhuǎn)矩 mNT 4 1 現(xiàn)將計(jì)算出的截面 C 處的 及 的值列于下表 HMV 載 荷 水平面 H 垂直面 V 支承反力 F NNH7 2501 9NF2 981 402 彎矩 M mH 3 6mMv 5 總彎矩 N 41 扭矩 T 9 根據(jù)教材 P373 公式 15 5 及上表中的數(shù)據(jù) 以及軸單向旋轉(zhuǎn) 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為 脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力 取 0 6 抗彎截面系數(shù) 32 351 35 94 2dbtW 軸的計(jì)算應(yīng)力 22221 975 0 697 54 41831 93 60ca aaaMTMPWPP 所以軸的強(qiáng)度符合要求 低速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 1 按扭矩初算軸徑 圖 7 5 III 軸示意圖 選用 45 鋼調(diào)質(zhì) 硬度 217 255HBS 根據(jù)教材 P370 15 2 式 并查表 15 3 取 015Am d 115 2 79 198 59 1 3 26 54m 輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑 為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸 器的孔徑相適應(yīng) 故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào) 聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 根據(jù)教材 P351 表 14 1 考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小 3caATK 故取 則1 3AK 1 472 85614 7caNm 按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩 應(yīng)小于連軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件 根據(jù) 機(jī)械設(shè)計(jì)綜合課程設(shè)計(jì) caT P146 表 6 100 選用 LX3 型彈性柱銷聯(lián)軸器 公稱轉(zhuǎn)矩為 半聯(lián)軸器的軸250Nm 孔直徑為 故取輸入軸最小直徑為 45m45 2 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1 軸上零件的定位 固定和裝配 齒輪 半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接 齒輪與軸的連接 查得平鍵 截面 鍵槽用銑刀加工 長(zhǎng)為 為了保證齒輪與軸配合有610bhm 63m 良好的對(duì)中性 故選擇齒輪輪轂與軸的配合為 同樣 半聯(lián)軸器與軸的連接 76Hn 選用平鍵為 半聯(lián)軸器與軸的配合為 滾動(dòng)軸承與軸的周向1490m k 定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的 此時(shí)選軸的直徑尺寸公差為 m6 2 確定軸各段直徑和長(zhǎng)度 表 7 3 III 各軸段直徑 名稱 依據(jù) 確定結(jié)果 mm 1d 大于軸最小徑 42 23mm 考慮與聯(lián)軸器內(nèi)孔 標(biāo)準(zhǔn)直徑配合 聯(lián)軸器選擇 LX3 型 取145dm 452 聯(lián)軸器定位 21 0 7 63954d 533d 考慮軸承 選用代號(hào)為 6011 軸承軸承32d 內(nèi)經(jīng) 外徑 寬度5m 0Dm 18B554 考慮軸承定位 615d 取 4 0 7 27 6 hd 5h 51m 716 考慮到齒輪的軸向定位采用套筒 取 67d 577d 同一軸承 73 55 3 確定軸各段直徑和長(zhǎng)度 1 軸段安裝聯(lián)軸器 半聯(lián)軸器寬度 L 112mm 取 10Lm 2 軸段的長(zhǎng)度 其中 為聯(lián)軸器的內(nèi)端面至軸承端蓋凸緣厚度 21sLta 1s 取 為軸承端蓋凸緣厚度 為軸承蓋15 20sLm 120sLm t 1tm a 的上端面至軸承座孔邊緣的距離 取齒輪距箱體內(nèi)壁之間的距離 考慮到6 箱體鑄造誤差 在確定軸承位置時(shí) 應(yīng)距內(nèi)壁一段距離 s 取 s 8mm 已知軸承寬 度 B 15mm 箱座厚度 則8 125alsB 20156Lm 3 軸段的長(zhǎng)度 應(yīng)略小于或等于深溝球軸承寬度 28mm 3L 3L 4 軸段長(zhǎng)度 4 34122107 5BB 5 軸段長(zhǎng)度 該軸段為齒輪定位軸環(huán) 其長(zhǎng)度為5L 取 1 4 hm 510L 6 軸段長(zhǎng)度 該軸段為安裝齒輪軸段 其長(zhǎng)度略小于齒輪寬度 6 83L 7 軸段長(zhǎng)度 該軸段為齒輪安裝段并加套筒來(lái)保證齒輪和軸承的軸向定位 7L 34216 5Bm 3 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 求軸上的載荷 1 求垂直面的支承反力 NldFarv 450232442 Fvrv 1 87 9641 2 求水平面的支承反力 NltH3 12324 FHt 7 841 3 繪垂直面的彎矩圖 mNlFMva 321 4 繪水平面的彎矩圖 lHa 5 932 5 合成彎矩圖 mNava 3 97 122 6 軸的轉(zhuǎn)矩 NT 7 134 現(xiàn)將計(jì)算出的截面 C 處的 及 的值列于下表 HMV 載 荷 水平面 H 垂直面 V 支承反力 F NNH7 81 326NF1 2871 450 彎矩 M mH 5 9mMv 3 總彎矩 N 7 扭矩 T 1 34 圖 7 6 III 軸的載荷分析圖 根據(jù)教材 P373 公式 15 5 及上表中的數(shù)據(jù) 以及軸單向旋轉(zhuǎn) 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為 脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力 取 0 6 抗彎截面系數(shù) 323 5716 57 190 62dbtW 軸的計(jì)算應(yīng)力 22221 946 7 0 4 15919 0ca aaaMTMPPP 所以軸的強(qiáng)度符合要求 五 箱體的設(shè)計(jì)及說(shuō)明 5 1 減速器結(jié)構(gòu) 減速器由箱體 軸系部件 附件組成 其具體結(jié)構(gòu)尺寸見裝配圖及零件圖 一般使用情況下 為制造和加工方便 采用鑄造箱體 材料為鑄鐵 箱體結(jié)構(gòu) 采用剖分式 剖分面選擇在軸線所在的水平面上 為了保證箱體軸承座處有足夠的壁厚 在外壁軸承蓋的附近加支撐肋 為了提高箱體軸承座孔處的連接剛度 座孔兩側(cè)的連接螺栓應(yīng)盡量靠近 但不 要與端蓋螺釘孔及箱內(nèi)導(dǎo)油溝發(fā)生干涉 為此 軸承座孔附近做出凸臺(tái) 使凸臺(tái)高 度有足夠的扳手空間 現(xiàn)將箱體結(jié)構(gòu)的基本尺寸列于下表 見參考文獻(xiàn) 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè) P46 表 2 9 表 12 1 箱體結(jié)構(gòu)尺寸 名稱 符號(hào) 推薦尺寸 選取值 箱座壁厚 0 025a 3 8 8 箱蓋壁厚 10 002a 2 8 8 箱座凸緣厚度 b1 5 12 箱蓋凸緣厚度 1 12 箱座底凸緣厚度 22 20 地腳螺栓直徑 fd0361a M20 地腳螺栓數(shù)目 n 542 8n 時(shí) 時(shí) 時(shí) 4 軸承旁聯(lián) 接螺栓直徑 1d0 75fdM12 箱蓋與箱座 連接螺栓直 徑通孔直徑 2 6 fM12 連接螺栓 的間距2dl1502120 軸承端蓋 螺釘直徑 3 d 4 fdM10 窺視孔蓋 螺釘直徑 4 0 3 fM8 定位銷直徑 d2 7 8d8 軸承旁 凸臺(tái)半徑 1RC16 凸臺(tái)高度 h 根據(jù)位置及軸座外徑 確定 以便于扳手操 作為準(zhǔn) 46 外箱壁至軸承 座端面距離 1 l12 5 8 C 40 大齒輪頂圓 與內(nèi)壁距離 1 1 2 10 齒輪端面與 內(nèi)壁距離 2 8 箱蓋 箱座肋厚 1m2110 85 1m 軸承端蓋外徑 D3 d 50D 軸承端蓋 凸緣厚度 t 211 軸承旁連接 螺栓距離 S S 5 2 注意事項(xiàng) 1 裝配前 所有的零件用煤油清洗 箱體內(nèi)壁涂上兩層不被機(jī)油浸蝕的涂料 2 齒輪嚙合側(cè)隙用鉛絲檢驗(yàn) 高速級(jí)側(cè)隙應(yīng)不小于 0 211mm 低速級(jí)側(cè)隙也不應(yīng) 小于 0 211mm 3 齒輪的齒側(cè)間隙最小 0 09mm 齒面接觸斑點(diǎn)高度 45 長(zhǎng)度 60 4 深溝球軸承 6205 6207 6208 的軸向游隙均為 0 10 0 15mm 用潤(rùn)滑油潤(rùn)滑 5 箱蓋與接觸面之間禁止用任何墊片 允許涂密封膠和水玻璃 各密封處不允許 漏油 6 減速器裝置內(nèi)裝 CKC150 工業(yè)用油至規(guī)定的油面高度范圍 7 減速器外表面涂灰色油漆 8 按減速器的實(shí)驗(yàn)規(guī)程進(jìn)行試驗(yàn) 六 鍵聯(lián)接的選擇及計(jì)算 6 1 輸入軸與聯(lián)軸器連接采用平鍵連接 一般 8 級(jí)以上精度的齒輪有定心精度要求 應(yīng)選用平鍵連接 由于齒輪在兩支 撐點(diǎn)中間 故選用圓頭 A 型 普通平鍵 鍵的尺寸為 8756bhlm 鍵的工作長(zhǎng)度 則48Lm 鍵的擠壓應(yīng)力 332104 8105 8 2PaPaTkLdMM 傳遞扭矩 TNm 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 k 0 5kh 鍵的工作長(zhǎng)度 mm L 軸的直徑 mm d 所以鍵符合強(qiáng)度要求 6 2 傳動(dòng)軸與齒輪 2 3 連接用平鍵連接 因?yàn)榇簖X輪和小齒輪軸段的軸徑相同 所以只需校核工作長(zhǎng)度較短的鍵 工作長(zhǎng)度較短的鍵的尺寸為 12836bhlm 鍵的工作長(zhǎng)度 則3684Ll 鍵的擠壓應(yīng)力 3321052 1047 6 PaPaTkLdMM 所以鍵符合強(qiáng)度要求 6 3 輸出軸與聯(lián)軸器連接采用平鍵連接 鍵的尺寸為 1490bhlm 鍵的工作長(zhǎng)度 則76Lm 鍵的擠壓應(yīng)力 3321042 8510766 45 PaPaTkLdMM 所以鍵符合強(qiáng)度要求 6 4 輸出軸與齒輪連接采用平鍵連接 鍵的尺寸為 16063bhlm 鍵的工作長(zhǎng)度 則47Lm 鍵的擠壓應(yīng)力 33210472 85107 6 PaPaTkLdMM 所以鍵符合強(qiáng)度要求 七 滾動(dòng)軸承的選擇及校核計(jì)算 根據(jù)根據(jù)條件 軸承預(yù)計(jì)壽命 8 365 8 23360 小時(shí) 7 1 計(jì)算高速軸軸承 軸承型號(hào) 6205 基本額定動(dòng)載荷 轉(zhuǎn)速 軸承組中17 0rCKN 710 minr 較大載荷 22289 36 859 NHVPF 載荷系數(shù) 取 1 2 溫度系數(shù) 取 1 對(duì)于球軸承 壽命系數(shù) 則軸承壽f tf 3 命 6631007 0 648 1201295trhPfCL hn 所以 所選軸承符合強(qiáng)度要求 7 2 計(jì)算傳動(dòng)軸軸承 軸承型號(hào) 6207 基本額定動(dòng)載荷 轉(zhuǎn)速 軸承組3 2rCKN 156 39 minnr 中較大載荷 222197 40 8 7NHVPF 載荷系數(shù) 取 1 2 溫度系數(shù) 取 1 對(duì)于球軸承 壽命系數(shù) 則軸承壽命f tf 3 66012 05 394571584 2trhPCLnfh 所以 所選軸承符合強(qiáng)度要求 7 3 計(jì)算傳動(dòng)軸軸承 軸承型號(hào) 6008 基本額定動(dòng)載荷 轉(zhuǎn)速 軸承組30 2rCKN 48 27 minnr 中較大載荷 222197 340 835 7NHVPFN 載荷系數(shù) 取 1 2 溫度系數(shù) 取 1 對(duì)于球軸承 壽命系數(shù) 則軸承壽命f tf 663100 2 6850 1248 74trhPfCL hn 所以 所選軸承符合強(qiáng)度要求 八 聯(lián)軸器的選擇及計(jì)算 8 1 聯(lián)軸器選擇的步驟 1 類型選擇 彈性柱銷聯(lián)軸器 由于工作載荷有輕微沖擊 這種聯(lián)軸器工作時(shí)轉(zhuǎn)矩是通過(guò)主動(dòng)軸上的鍵 半聯(lián) 軸器 彈性注銷 另一半聯(lián)軸器及鍵而傳到從動(dòng)軸上去的 傳遞轉(zhuǎn)矩的能力很大 結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單 安裝 制造方便 耐久性好 彈性注銷有一定的緩沖和吸振能力 允許 被連接兩軸有一定的軸向位移以及少量的徑向位移和角位移 故選擇彈性柱銷聯(lián)軸 器 2 載荷計(jì)算 001133442 649535 170 9 82 950472 58 36 9PTNmnnPTNm 3 型號(hào)選擇 1 連接輸入軸和電機(jī)軸的聯(lián)軸器選用型號(hào) TL3 公稱轉(zhuǎn)矩為 半聯(lián)軸1250Nm 器的軸孔直徑為 30mm 電機(jī)軸直徑為 38mm 2 連接輸出軸和滾筒軸的聯(lián)軸器選用型號(hào) TL6 公稱轉(zhuǎn)矩為 半聯(lián)軸 器的軸孔直徑為 45mm 九 減速器的潤(rùn)滑與密封 1 齒輪的潤(rùn)滑 由于減速器內(nèi)的大齒輪傳動(dòng)的圓周速度 12m s 64 310698 54 31062ndV d2 為齒輪 2 分度圓直徑 d 2 154mm n 2 為齒輪 2 的轉(zhuǎn)速 n 2 451 98r min 采用潤(rùn)滑油池潤(rùn)滑 飛濺出的潤(rùn)滑油可潤(rùn)滑其他齒輪 2 滾動(dòng)軸承的潤(rùn)滑 因潤(rùn)滑油中的傳動(dòng)零件 齒輪 的圓周速度 V 1 5 2m s 所以采用飛濺潤(rùn)滑 箱蓋凸緣面在箱蓋接合面與內(nèi)壁相接的邊緣處制出倒棱 以便于潤(rùn)滑油流入油溝潤(rùn) 滑軸承 也可達(dá)到散熱降溫的功能 3 密封 1 高速軸軸頸的圓周速度為 5m s 6 106421 3061dnV 見參考文獻(xiàn) 設(shè)計(jì)手冊(cè) P54 故高速軸軸頸采用圓形間隙油溝式密封 2 低速軸軸頸的圓周速度為 5 s 13 06027 48531 603dnV 見參考文獻(xiàn) 設(shè)計(jì)手冊(cè) P54 故低速軸軸頸采用圓形間隙油溝式密封 軸承蓋上均裝墊片密封 十 減速器附件設(shè)計(jì) 1 窺視孔及其視孔蓋 為了檢查傳動(dòng)零件的嚙合情況 接觸斑點(diǎn) 側(cè)隙 并向箱體內(nèi)注入潤(rùn)滑油 應(yīng)在箱體的適當(dāng)位置設(shè)置窺視孔 窺視孔設(shè)在上箱頂蓋能夠直接觀察到齒輪嚙合部 位的地方 平時(shí) 窺視孔的視孔蓋用螺釘固定在箱座上 窺視孔為長(zhǎng)方形 其大小 應(yīng)適當(dāng) 以手能伸入箱內(nèi)為宜 以便檢查齒輪嚙合情況 2 通氣器 減速器工作時(shí) 箱體內(nèi)溫度升高 氣體膨脹 壓力增大 為使箱內(nèi)受熱膨 脹的空氣能自由排除 以保持箱體內(nèi)外壓力平衡 不致使?jié)櫥脱胤窒涿婊蜉S伸密 封件等縫隙滲漏 在箱體頂部裝設(shè)通氣器 3 軸承蓋 由于采用的是圓柱直齒輪傳動(dòng) 所以傳動(dòng)軸并不承受軸向載荷 進(jìn)而將軸 承選用的是深溝球軸承 6025 所以在軸承的端面也不會(huì)承受軸向力 在嵌入式和凸 緣式的軸承端蓋 選擇了嵌入式的端蓋 該端蓋的外緣爪內(nèi)采用的是 O 型橡膠密封 圈 來(lái)保證端蓋的密封性能 4 定位銷 為了精確地加工軸承座孔 同時(shí)為了在每次拆裝箱蓋時(shí)仍保持軸承座孔制 造加工時(shí)的位置精度 應(yīng)在精加工軸承孔前 在箱蓋與箱座的連接凸緣上配裝定位 銷 圖中采用的是兩個(gè)定位圓錐銷 安置在箱體縱向兩側(cè)連接凸緣上 對(duì)稱箱體應(yīng) 呈非對(duì)稱布置 以免錯(cuò)裝 5 油面指示器 為了檢查減速器內(nèi)油池油面的高度 以便經(jīng)常保持油池內(nèi)有適當(dāng)?shù)挠土?一 般在箱體便于觀察 油面較穩(wěn)定的部位 裝設(shè)油面指示器 圖中的指示器為油標(biāo)尺 6 放油螺塞 換油時(shí) 為了排放污油和清洗劑 應(yīng)在箱座底部 油池的最低位置處開設(shè)放 油孔 平時(shí)用螺塞將放油孔堵住 放油螺塞和箱體接合面應(yīng)加防漏用的墊圈 7 啟蓋螺釘 為了加強(qiáng)密封效果 通常在裝配時(shí)于箱體剖分面上涂以水玻璃或密封膠 因 而在拆卸時(shí)往往因膠結(jié)緊難于開箱 為此常在箱蓋連接凸緣的適當(dāng)位置 加工出 1 2 個(gè)螺孔 旋入啟箱用的圓柱端或半圓端的啟箱螺釘 旋動(dòng)啟箱螺釘可將箱蓋頂 起 啟箱螺釘?shù)拇笮】赏谕咕夁B接螺栓 8 起吊裝置 圖中箱蓋裝有兩個(gè)吊環(huán) 用于吊起箱蓋 箱座兩端的凸緣下面鑄出四個(gè)吊鉤 用于吊運(yùn)整臺(tái)減速器 十一 設(shè)計(jì)小結(jié) 這次關(guān)于帶式運(yùn)輸機(jī)上的二級(jí)圓柱齒輪減速器的課程設(shè)計(jì)是我們真正理論聯(lián)系 實(shí)際 深入了解設(shè)計(jì)概念和設(shè)計(jì)過(guò)程的實(shí)踐考驗(yàn) 對(duì)于提高我們機(jī)械設(shè)計(jì)的綜合素 質(zhì)大有用處 通過(guò)這三個(gè)星期的設(shè)計(jì)實(shí)踐 使我對(duì)機(jī)械設(shè)計(jì)有了更多的了解和認(rèn)識(shí) 為我們以后的學(xué)習(xí)和工作打下了堅(jiān)實(shí)的基礎(chǔ) 機(jī)械設(shè)計(jì)是機(jī)械工業(yè)的基礎(chǔ) 是一門綜合性相當(dāng)強(qiáng)的技術(shù)課程 它融 機(jī)械原理 機(jī)械設(shè)計(jì) 理論力學(xué) 材料力學(xué) 互換性與技術(shù)測(cè)量 工程 材料 等于一體 這次的課程設(shè)計(jì) 對(duì)于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實(shí)際的設(shè)計(jì)思想 訓(xùn)練綜合運(yùn)用機(jī)械設(shè) 計(jì)和有關(guān)先修課程的理論 結(jié)合生產(chǎn)實(shí)際反應(yīng)和解決工程實(shí)際問(wèn)題的能力 鞏固 加 深和擴(kuò)展有關(guān)機(jī)械設(shè)計(jì)方面的知識(shí)等方面有重要的作用 一是由于經(jīng)驗(yàn)問(wèn)題 二是由于時(shí)間問(wèn)題 所以這次的設(shè)計(jì)存在許多缺點(diǎn) 我相 信 通過(guò)這次的實(shí)踐 能使我在以后的設(shè)計(jì)中避免很多不必要的工作 設(shè)計(jì)中還存 在不少錯(cuò)誤 需要繼續(xù)努力學(xué)習(xí)和掌握有關(guān)機(jī)械設(shè)計(jì)的知識(shí) 繼續(xù)培養(yǎng)設(shè)計(jì)習(xí)慣和 思維從而提高設(shè)計(jì)實(shí)踐操作能力 在這次設(shè)計(jì)的過(guò)程中 我感覺到自己還學(xué)到了很多的其他的計(jì)算機(jī)方面的知識(shí) 經(jīng)過(guò)訓(xùn)練能夠非常熟練的使用 Word 和 AUTOCAD 我覺得受益匪淺 本次設(shè)計(jì)得到了指導(dǎo)老師的細(xì)心幫助和支持 衷心地感謝老師的指導(dǎo)和幫助 參考文獻(xiàn) 1 濮良貴 紀(jì)名剛 機(jī)械設(shè)計(jì) 第八版 M 北京 高等教育出版社 2006 2 盧頌峰 王大康 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì) M 北京 機(jī)械工業(yè)出版社 2002 3 葉偉昌 機(jī)械工程及自動(dòng)化簡(jiǎn)明設(shè)計(jì)手冊(cè) 上冊(cè) M 北京 機(jī)械工業(yè)出版社 2007 4 龔溎義 潘沛霖 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)圖冊(cè) M 北京 高等教育出版社 2011