機械課程設計
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《機械設計課程設計說明書》 《機械設計》課程設計報告 設計名稱 帶式運輸機減速器的設計 學 院 班 級 學 號 姓 名 指導教師 教學單位 2015年 1月 5 日 設 計 說 明 書 計算項目及內容 主要結果 一、傳動方案的確定(如下圖): 二、原始數據: a) 帶拉力: F=2700N b) 帶速度: v=1.1m/s c) 滾筒直徑: D=400mm 三、確定電動機的型號: 1.選擇電動機類型: 選用Y系列三相異步電動機。 2.選擇電動機功率: 運輸機主軸上所需要的功率: Pw=Fv1000η=27001.110000.96=2.85kW 傳動裝置的總效率: η總=η聯軸η軸承4η齒輪ηV帶ηwη齒輪 其中,查《機械設計課程設計》P13表3-1 ηV帶,V帶傳動的效率ηV帶=0.96 η齒輪,閉式圓柱齒輪的效率(精度等級8)η齒輪=0.97 η軸承,滾子軸承的效率η軸承=0.98 η聯軸,彈性聯軸器的效率η聯軸=0.99 ηw,工作機的效率ηw=0.96 所以: η總=η聯軸η軸承4η齒輪ηV帶ηwη齒輪=0.990.9840.970.960.960.97=0.792 電動機所需功率:Pd=Pwη=2.850.792=3.6kW 查《機械設計課程設計》P178的表17-7,取電動機的額定功率為4kW。 3.選擇電動機的轉速: 選擇電動機同步轉1500r/min,滿載轉速nm=1440r/min。 四、確定傳動裝置的總傳動比及各級分配: 工作機的轉速: nw=v601000πD=1.16010003.14400=52.55r/min 傳動裝置得總傳動比:i=nmnw=144052.55=27.4 根據《機械設計課程設計》P14表3-2 V帶傳動比范圍i1=2~4, 圓柱齒輪傳動比i2=3~5, 取V帶傳動比:i1=2; 一級圓柱齒輪減速器傳動比:i2=4.22 二級圓柱齒輪減速器傳動比:i3=3.25 1.計算各軸的輸入功率: 電動機軸Pm=4kW 軸Ⅰ(高速軸) P1=ηV帶Pm=0.964=3.84kW 軸Ⅱ(中間軸) P2=η齒輪η軸承P1=0.970.983.84=3.65kW 軸Ⅲ(低速軸) P3=η齒輪η軸承P2=0.970.983.65= 3.47kW 2.計算各軸的轉速 電動機軸 nm=1440r/min 高速軸Ⅰn1=nmi1=14402=720r/min 中間軸Ⅱn2=n1i2=7204.22=170.62r/min 低速軸Ⅲn3=n2i3=170.623.25=52.5r/min 3.計算各軸的轉矩 電動機軸Td=9550Pmnm=955041440=26.53N?m 高速軸ⅠT1=9550P1n1= 95503.84720=51N?m 中間軸ⅡT2=9550P2n2=95503.65170.62=204.3N?m 低速軸ⅢT3=9550P3n3=95503.4752.5=631.21N?m 4.上述數據制表如下: 參數 軸名 輸入功率 P(kW) 轉速 n(r/min) 輸入轉矩 T(N?m) 傳動比 i 效率 η 電動機軸 4 1440 26.53 2 0.96 軸Ⅰ(高速軸) 3.84 720 51 4.22 0.96 軸Ⅱ(中間軸) 3.65 170.62 204.3 軸Ⅲ(低速軸) 3.47 52.5 631.21 3.25 0.96 五、傳動零件的設計計算: 1.普通V帶傳動的設計計算: ① 確定計算功率Pc Pc=KAPm=1.24=4.8kW KA根據《機械設計》P156表8-8,此處為帶式運輸機,載荷變動小,每天兩班制工作每天工作8小時,選擇工作情況系數KA=1.2 ② 選擇V帶型號 根據《機械設計》P151圖8-11表8-7 8-9,此處功率Pc=4.8kW與小帶輪的轉速nm=1440r/min,選擇A型V帶,d=90mm。 ③ 確定帶輪的基準直徑dd1,dd2 根據公式Dd2=iDd1(i=2) 小帶輪直徑Dd1=90mm 大帶輪的直徑Dd2=180mm ④ 驗證帶速 v=πDd1nm601000=6.7824m/s 在5m/s~25m/s之間。故帶的速度合適。 ⑤ 確定V帶的基準長度和傳動中心距a0 初選傳動中心距范圍為:0.7(Dd1+ Dd2)≤a0≤2(Dd1+ Dd2), 即189≤a0≤540,初定a0=400mm V帶的基準長度: L0=2a0+π2Dd1+ Dd2+ (Dd2-Dd1)24a0=2400+3.142270+9024400=1228.9625mm 根據《機械設計》P145表8-2,選取帶的基準直徑長度Ld=1250mm。 實際中心距: a=a0+Ld-L02=400+1250-1228.96252=410.52mm ⑥ 驗算主動輪的包角 α1=180-Dd2-Dd1410.5260=166.8 故包角合適。 ⑦ 計算V帶的根數z z=Pc(P0+?P0)KaKL 由nm=1440r/minDd1=90mm 根據《機械設計》P151/153表8-4 8-5, P0=1.07W ?P0=0.17kW 根據《機械設計》表8-6,Ka=0.96 根據《機械設計》表8-2,KL=0.93 z=4.81.07+0.170.960.93=4.336 取z=5根。 ⑧ 計算V帶的合適初拉力F0 F0=500Pczv2.5Ka-1+qv2 根據《機械設計》P149表8-3,q=0.105 F0=5004.856.78242.50.96-1+0.1056.78242=118.36N ⑨ 計算作用在軸上的載荷 Q=2zF0sinα12=620.2064N ⑩ V帶輪的結構設計 (根據《機械設計》表8-11)(單位:mm) 帶輪 尺寸 小帶輪 大帶輪 槽型 A A 基準寬度bp 11 11 基準線上槽深hamin 2.75 2.75 基準線下槽深hfmin 8.7 8.7 槽間距e 150.3 150.3 槽邊距fmin 9 9 V帶輪采用鑄鐵HT200制造,其允許的最大圓周速度為25m/s 2.齒輪傳動設計計算 高速齒輪系設計 (1)選擇齒輪類型,材料,精度,及參數 ① 選用直齒圓柱齒輪傳動(外嚙合) ② 選擇齒輪材料(考慮到齒輪使用壽命較長): 根據《機械設計》P191表10-1《機械課程設計》P87圖11-10取 小齒輪材料取為40Cr,調質處理,HBS1=280 大齒輪材料取為45鋼,調質處理,HBS2=240 ③ 初選取齒輪為7級的精度(GB10095.1-2001) ⑤ 初選小齒輪的齒數z1=24;大齒輪的齒數z2=4.2224=101.28 取z2=102 考慮到閉式軟齒面齒輪傳動最主要的失效為點蝕,故按接觸疲勞強度設計,再按齒根彎曲疲勞強度校核。 (2)按齒面接觸疲勞強度計算 由式(10-11)試算小齒輪分度圓直徑,即 ①確定計算參數 傳遞扭矩T1=9550P1n1=5.09104(Nmm) 試選 kHt =1.3 齒寬系數ψd=1 由圖10-20查得區(qū)域系數ZH=2.5 由表10-6查得材料的彈性影響系數 由式10-9計算接觸疲勞強度用重合度系數Z a1==29.841 a2==22.849 =1.73 =0.872 計算許用接觸應力[σ]H:由圖10-26(c)查得 [σ]Hlim1=670MPa [σ]Hlim2= 610MPa 計算應力循環(huán)次數:N1=,N2= 由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數KHN1=0.98,KHN2=1.1 安全系數由表10-5取sH=1,失效概率為1% 則σH1=[σ]Hlim1SH=656.6MPa σH2=[σ]Hlim2SH=671MPa σH1<σH2,因此應取較小值[σ]H2代入 σH2=656.6MPa ②確定齒輪參數及主要尺寸,試算出小齒輪分度圓直徑 =46.820mm 圓周速度=1.77 m/s 齒寬b==46.82mm 計算實際載荷系數kH 由表查得KA=1 ,V=1.66 m/s ,7級精度 ,Kv=1.05 齒輪的圓周力=2.174N 查表得齒間載荷分配系數=1.2 用插值法查得7級精度,小齒輪相對支撐非對稱布置時,得齒向載荷分布系數=1.419,由此得到實際載荷系數 =1.79 按實際載荷系數算得分度圓直徑=52.088mm ,其相應的齒輪模數=2.17mm ③按齒根彎曲疲勞強度設計 由式10-7試算模數,即 確定計算參數 試選=1.3,計算彎曲疲勞強度用重合度系數=0.684 查得齒形系數=2.65,=2.23 查得應力修正系數=1.58 ,=1.76 查得小、大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為: [σ]Flim1=520MPa [σ]Flim2= 480MPa 查得彎曲疲勞壽命系數=0.86 ,=0.90 彎曲疲勞安全系數S=1.4 =319.43MPa =308.57MPa =0.0131 =0.0127 因為大齒輪大于小齒輪,所以取=0.0131 試算模數=1.272 mm 調整齒輪模數 1、 圓周速度v =30.531mm , =1.15m/s 2、 齒寬b b==30.531mm 3、 寬高比b/h=10.67 計算實際載荷系數 1、由表查得KA=1 ,V=1.66 m/s ,7級精度 ,Kv=1.04 2、齒輪的圓周力 =3.334N , 3、查表得齒間載荷分配系數=1.0 4、用插值法查得=1.417,=1.34由此得到實際載荷系數 =1.39 按實際載荷系數算得齒輪模數m==1.3,取標準值m=2,按接觸疲勞強度算得分度圓直徑=52.088mm,算出小齒輪模數=26.044 取=26,則=u=109.9,取=110 這樣設計的齒輪傳動,既滿足齒面接觸疲勞強度,又滿足齒根彎曲疲勞強度,并做到了結構緊湊,避免了浪費。 幾何尺寸計算 1、 計算分度圓直徑 =52mm ,=220mm 2、 計算中心距a==136mm 3、 計算齒輪寬度b==52mm 考慮不可避免的安裝誤差,為了保證設計齒寬b和節(jié)省材料,取 56mm,52mm 圓整中心距后的強度校核 取中心距就近圓整至a’=138mm,其他參數不變。 計算變位系數和 1、計算嚙合角、齒數和、變位系數和、中心距變動系數和齒頂高降低系數 22.17 26+110=136 1.054 1 0.054 分配變位系數、,=0.51,=0.53 齒面接觸疲勞強度校核 取=1.79,=5.09N.mm, 將他們帶入式中得到 469.5MPa<=656.6MPa 齒面接觸疲勞強度滿足要求,并且齒面接觸應力比標準齒輪有所下降。 齒根彎曲疲勞強度校核 取 ,將他們帶入式中,得到 =131.3MPa<319.43MPa =132.34MPa<308.57MPa 齒根彎曲疲勞強度滿足要求,并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。 主要設計結論 齒數,壓力角,=0.51,=0.53,a=138mm, 56mm,52mm,小齒輪選用40Cr(調質),大齒輪選用45鋼(調質)。齒輪按7級精度設計。 低速齒輪系設計 (1)選擇齒輪類型,材料,精度,及參數 ① 選用直齒圓柱齒輪傳動(外嚙合) ② 選擇齒輪材料(考慮到齒輪使用壽命較長): 根據《機械設計》P191表10-1《機械課程設計》P87圖11-10取 小齒輪材料取為40Cr,調質處理,HBS1=280 大齒輪材料取為45鋼,調質處理,HBS2=240 ③ 初選取齒輪為7級的精度(GB10095.1-2001) ④ 初選螺旋角β=14 ⑤ 初選小齒輪的齒數z1=25;大齒輪的齒數z2=3.2525=82 取z2=82 考慮到閉式軟齒面齒輪傳動最主要的失效為點蝕,故按接觸疲勞強度設計,再按齒根彎曲疲勞強度校核。 (2)按齒面接觸疲勞強度計算 由式(10-11)試算小齒輪分度圓直徑,即 ①確定計算參數 傳遞扭矩T1=9550P1n1=2.04105(Nmm) 試選 kHt =1.3 齒寬系數ψd=1 由圖10-20查得區(qū)域系數ZH=2.433 由表10-6查得材料的彈性影響系數 由式10-9計算接觸疲勞強度用重合度系數Z a1==29.675 a2==23.844 =1.647 =0.658 計算許用接觸應力[σ]H:由圖10-26(c)查得 [σ]Hlim1=660MPa [σ]Hlim2= 600MPa 計算應力循環(huán)次數:N1=,N2= 由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數KHN1=0.95,KHN2=0.92 安全系數由表10-5取sH=1,失效概率為1% 則σH1=[σ]Hlim1SH=627MPa σH2=[σ]Hlim2SH=552MPa σH1>σH2,因此應取較小值[σ]H2代入 σH2=552MPa ②確定齒輪參數及主要尺寸,試算出小齒輪分度圓直徑 =58.818mm 圓周速度=0.525 m/s 齒寬b==58.818mm 計算實際載荷系數kH 由表查得KA=1 ,V=0.525 m/s ,7級精度 ,Kv=1.02 齒輪的圓周力=6.937N 查表得齒間載荷分配系數=1.2 用插值法查得7級精度,小齒輪相對支撐非對稱布置時,得齒向載荷分布系數=1.420,由此得到實際載荷系數 =1.73808 按實際載荷系數算得分度圓直徑=64.797mm ,其相應的齒輪模數=2.515mm ③按齒根彎曲疲勞強度設計 由式10-7試算模數,即 確定計算參數 試選=1.3,計算彎曲疲勞強度用重合度系數=0.682 查得齒形系數=2.60,=2.22 查得應力修正系數=1.61 ,=1.79 查得小、大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為: [σ]Flim1=520MPa [σ]Flim2= 480MPa 查得彎曲疲勞壽命系數=0.9 ,=0.88 彎曲疲勞安全系數S=1.4 =334.3MPa =301.7MPa =0.0125 =0.0095 因為大齒輪大于小齒輪,所以取=0.0125 試算模數=1.737mm 調整齒輪模數 4、 圓周速度v =44.754mm , =0.4m/s 5、 齒寬b b==44.754mm 6、 寬高比b/h=11.45 計算實際載荷系數 1、由表查得KA=1 ,V=0.4 m/s ,7級精度 ,Kv=1.01 2、齒輪的圓周力 =9.117N , 3、查表得齒間載荷分配系數=1.2 4、用插值法查得=1.418,=1.39由此得到實際載荷系數 =1.658 按實際載荷系數算得齒輪模數m==1.737,取標準值m=2,按接觸疲勞強度算得分度圓直徑=64.797mm,算出小齒輪模數=31.43 取=32,則=u=102.16,取=103 這樣設計的齒輪傳動,既滿足齒面接觸疲勞強度,又滿足齒根彎曲疲勞強度,并做到了結構緊湊,避免了浪費。 幾何尺寸計算 4幾何尺寸計算 (1)計算分度圓直徑 =63.837mm ,=212.104mm (2) 計算中心距a==139mm (3)計算齒輪寬度b==64mm 考慮不可避免的安裝誤差,為了保證設計齒寬b和節(jié)省材料,取 69mm,64mm (3) 螺旋角 圓整中心距后的強度校核 取中心距就近圓整至a’=139mm,其他參數不變。 齒面接觸疲勞強度校核 取=1.723,=2.04N.mm, 將他們帶入式中得到 525.77MPa<=525MPa 齒面接觸疲勞強度滿足要求,并且齒面接觸應力比標準齒輪有所下降。 齒根彎曲疲勞強度校核 取 ,將他們帶入式中,得到 =192.98MPa<334.3MPa =106.11MPa<301.7MPa 齒根彎曲疲勞強度滿足要求,并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。 主要設計結論 齒數,壓力角,螺旋角,=0,=0,a=139mm,69mm,64mm,小齒輪選用40Cr(調質),大齒輪選用45鋼(調質)。齒輪按7級精度設計。 六、軸的設計: 中速軸的設計: 由前面已算得:p2=3.65kw n2=170.62r/min T2=204300N.mm (1)選擇軸的材料:選取45號鋼,調質處理。 (2)初步估算軸的最小直徑 根據《機械設計》P366表15-3,取A=112, d≥A3P2n2=11233.65170.62=31.1mm 輸入軸的最小直徑顯然是安裝軸承處軸的直徑,為了使所選的軸直徑 與軸承的內孔徑相適應,故需同時選取軸承型號。選擇圓柱滾子軸承,型號為NJ207,dDB=35x72x17。故d1-2=35mm =d56 取箱體內壁與齒輪的距離為Ld =18mm 考慮箱體鑄造等誤差,在確定軸承 位置時,應距離箱體內壁一段距離取s=5mm,已知軸承寬度B=17mm 軸2-3段裝的是第一組齒輪對的從動齒輪,該寬度B為52mm,該段直徑 應大于 d1-2 ,故取d2-3=41mm,為了使套筒端面壓緊齒輪,此軸段應短于輪轂寬度,取L2,-3 =50mm. L1-2=18+17+5+(52-50)=42mm= L5-6,查表《機械設計》P360,15-2該兩處倒角為c1.2 采用平鍵連接: 選處鍵的尺寸為:bhL=12mm8mm45mm 取第二組主動齒輪與第一組齒輪對的從動齒輪的距離為L3-4=12mm, 取d3-4=49mm 第二組主動齒輪該寬度B為69mm,為了使套筒端面壓緊齒輪,此軸段應短 于輪轂寬度,取L4-5 =67mm. d4-5=41mm采用平鍵連接,選處鍵的尺寸為:bhL=12mm8mm56mm 故中速軸總長度為:42+50+12+67+42=213mm 可取壁厚為17+5+c,c取4,為26mm 高速軸的設計: 由前面已算得:p1=3.84kw n1=720r/min T1=51000N.mm (1)選擇軸的材料:選取45號鋼,調質處理。 (2)初步估算軸的最小直徑 根據《機械設計》P366表15-3,取A=112, d≥A3P1n1=11233.84720=19.57mm 取連接v帶的大帶輪內孔d大 =22mm,與大帶輪相連部分長度取 L1-2=40mm,第二段端面距離箱體外壁30mm,該軸承端蓋取20mm,故L2,-3=50mm,d2,-3=26mm 安裝軸承處軸的直徑d3-4,為了使所選的軸d3-4直徑與軸承的內孔徑相適應,故需同時選取軸承型號。選擇圓柱滾子軸承,型號為N406,dDB=30mmx72mmx19mm。故d3-4=30mm =d6-7,下一段距離箱體內壁2mm, 安裝軸承位置時,應距離箱體內壁一段距離取s=3mm 故L3-4=19+2+3=24mm 根據中速軸齒輪的擺放及尺寸關系和 5-6段的高速軸主動輪B是56mm,L4-5 =69+18-2+12- 0.5(56-52)=95mm,d4-5=35 mm 5-6段的高速軸主動輪B是56mm,為了使套筒端面壓緊齒輪,此軸段應 短于輪轂寬度故L5-6可取54mm取d5-6= 40mm 采用平鍵連接: 選處鍵的尺寸為:bhL=12mm8mm45mm 最后段直徑為d3-4=30mm =d6-7,根據數據得L6-7=18-0.5(56-52)+19+3+(56-54)=40mm 故高速軸總長度為:40+50+24+95+54+40=303mm 低速軸的設計: 由前面已算得:p3=3.47kw n3=52.5r/min T3=631210N.mm β=13.779 分度圓直徑d4=212.104mm (1)選擇軸的材料:選取45號鋼,調質處理。 (2)初步估算軸的最小直徑 根據《機械設計》P366表15-3,取A=112, d≥A3P3n3=11233.4752.5=45.287mm 輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑,為了使 所選的軸直徑 與聯軸器的孔徑相適應,故需同時選取聯軸器型號。 聯軸器的計算轉矩Tca=KAT3,查表,考慮到轉矩的變化很小,故取KA=1.3,則: Tca=KAT3=1.3631210=820573N.mm 按照計算轉矩Tca應小于聯軸器公稱轉矩的條件,查《機 械設計手冊》,選用LX3型彈性柱銷聯軸器,其公稱轉矩為1250000Nmm。半聯軸器的孔徑d=45mm,故軸d1-2=45mm 半聯軸器長度L=112mm的半聯軸器。與軸配合的轂孔長度L1=84mm 半聯軸器與軸配合的轂孔長度=84mm.,為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上,故的長度應該比略短一點,現取L1-2=82mm。 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度: (1)為滿足半聯軸器的軸向定位要求,1軸段右端需制一軸肩,故取2-3段的直徑d2-3=53mm。 (2) 2軸段右端需制一軸肩,3段的直徑初選d3-4=58mm。 故取初步選擇滾動軸承。參照工作要求并根d3-4=58mm,選型號NU1012,其尺寸為dDB=60x95x18,,軸段3-4和6-7的直徑取相同, d3-4=60mm =d6-7 (3)取安裝齒輪段d5-6=64mm. 前面已算得齒輪輪轂寬度為64mm, 齒輪左端為了使套筒端面緊壓齒輪,故取L5-6=62mm. (4)安裝軸承位置時,應距離箱體內壁一段距離取s=3mm,則 L6-7=18+3+0.5(69-64)+(64-62)+19=44.5mm (5) 3-4段長于箱體內壁2mm并根據中速軸等數據計算得 L4-5=12-0.5(69-64)+52+18-2=77.5mm 取d4-5=70mm (6)L3-4 =3+18+2=23mm (7)可取 L2-3為35mm (8)齒輪,半聯軸器與軸的周向定位都采用平鍵連接。按齒輪段d5-6=64mm和聯軸器段d1-2=48mm查表得:選用平鍵bhL=181156(齒輪段) ,該段軸上鍵槽深7mm bhL=14970 (聯軸器段), 該段軸上鍵槽深5.5mm (9)確定軸上倒角和圓角尺寸:參考《表機械設計》15-2可知:左軸端(與聯軸器相連端) 的倒角為c1.6,右軸端倒角為c2。 (10)求軸上載荷:根據軸結構圖,確定支點,做出計算簡圖, 1計算作用在軸上的力 低速軸上的大齒輪受力分析: 圓周力:Ft=2T3d4=2631210212.104=595.189N 徑向力:Fr=Fttanαncosβ=595.189tan20cos13.779= 223.12N 軸向力:Fa=Fttanβ=595.189tan13.779=145.96N 2計算支反力 水平面:Ft64=RAH184 RAH=207N Ft120=RBH184 RBH=388.2N 垂直面: ∵∑MB=0 RAV184=Fr64-Fad42 得:RAV=-6.52N RBV184=120Fr+Fad4/2 得: RBV=229.64N 3作彎矩圖 水平面彎矩: MH=64RBH=24844.8N?mm 垂直面彎矩 : MVc左=120RAV=-782.4N?mm Mvc右=64RBV=14696.96N?mm 合成彎矩: MC右=MH2+MVc右2=28866.35N?mm MC左=MH2+MVc左2=24857.11N?mm 4 作轉矩圖 T3=631210N?mm (11)按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核只需校核承受最大彎矩和扭矩的截面就可。根據《機械設計》p369 15-5等數據,軸單向旋轉,扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力,取α=0.6 σc =αT3(αT3)+Mc左2 /W W=0.1d截面3 算得:σc =4.57MPa 選取45號鋼,調質處理 查表得 σ-1=60 MPa, 因此σc<σ-1 故安全。 七、課程設計總結 課程設計的這兩周,為了趕進度,經常要熬夜,差不多可以稱作是廢寢忘餐。課程設計的過程因為用計算量大容易出錯,很容易心情煩躁。而我們整天坐著計算、畫圖,每天都是腰酸背痛的。 課程設計的這兩周是痛苦,但是也有著很大收獲。 在計算、畫圖、標注等過程中要不斷地查資料、翻書,幾乎調動并鞏固了所學的知識。在這過程中,我們對機械設計這門學科的知識比以前更了解了。 在課程設計的過程中,十分容易出錯,為了避免錯誤,一名設計人員應該要具備小心謹慎的素質。 F=2700N V=1.1m/s D=400mm 電動機型號為Y112M-4 Pm=4KW i1=2 i2=4.22 i3=3.25 Dd1=90mm Dd2=180mm L0=1228.9625mm a=410.52mm z=5 Q=620.2064N z1=24 z2=102 d1=78.125mm d2=312.5mm a=136mm =52mm =220mm A12100(GB/T 1096-1979) A2280(GB/T 1096-1979) A18110 GB/T1096-1979 - 21 -- 配套講稿:
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- 關 鍵 詞:
- 機械 課程設計
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