畢業(yè)設(shè)計帶式運輸機的展開式雙級斜齒圓柱齒輪減速器

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1、機 械 設(shè) 計 基 礎(chǔ) 課 程 設(shè) 計目 錄1 設(shè)計任務(wù)12 傳動方案分析23 原動件的選擇與傳動比的分配24 各軸動力與運動參數(shù)的計算65 傳動零件的計算.71 設(shè)計任務(wù)書1.1 課程設(shè)計的設(shè)計內(nèi)容設(shè)計帶式運輸機的傳動機構(gòu)，其傳動轉(zhuǎn)動裝置圖如下圖-1所示。圖1.1帶式運輸機的傳動裝置1.2 課程設(shè)計的原始數(shù)據(jù)已知條件：運輸帶工作拉力F（N）2180運輸帶速度v(m/s)1.07卷筒直徑D（mm）300帶式運輸機的展開式雙級圓柱齒輪減速器。用于碼頭運型砂，單班制，工作時有輕微振動，使用壽命為10年（其中帶軸壽命為三年以上）每年工作日300天，單班制，每班8小時設(shè)計任務(wù)。1.3 課程設(shè)計的工作條

2、件 設(shè)計要求：誤差要求：運輸帶速度允許誤差為帶速度的5%；工作情況：連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)；制造情況：小批量生產(chǎn)。2 傳動方案的擬定帶式運輸機的傳動方案如下圖所示1傳動方案的設(shè)計如圖所示電動機軸為軸一、減速器齒輪軸一次為軸二、三、四、卷揚筒軸為軸合理的傳動方案，首先應(yīng)滿足工作機的性能要求，其次應(yīng)滿足工作可靠，轉(zhuǎn)動效率高，結(jié)構(gòu)簡單，結(jié)構(gòu)緊湊，成本低廉，工藝性好，使用和維護方便等要求。任何一個方案，要滿足上述所有要求是十分困難的，要多方面來擬定和評比各種傳動方案，統(tǒng)籌兼顧，滿足最主要和最基本的要求，然后加以確認。 本傳動裝置傳動比不大，采用二級傳動，帶傳動平穩(wěn)、吸振且能起過載保護作用，故在高速級布

3、置帶傳動。在帶傳動與帶式運輸機之間布置一臺雙級直齒圓柱齒輪減速器，3原動件的選擇3原動機的選擇3.1 選擇電動機的類型按按照設(shè)計要求以及工作條件，選用一般Y型全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機，電壓為380V。3.2選擇電動機的容量運輸帶輸入轉(zhuǎn)速為： 傳送設(shè)備所需的功率：3.2.1工作機所需的有效功率式中：工作機所需的有效功率（KW） 帶的圓周力（N）3.2.2 電動機的輸出功率 傳動系數(shù)總效率：其中：1為彈性聯(lián)軸器效率，2為齒輪（8級精度）傳動效率3為滾動軸承的效率具體數(shù)值如下表:彈性聯(lián)軸器效率0.99齒輪（8級精度）傳動效率0.97滾動軸承的效率0.98常見機械效率見參考資料2附表1 電動機

4、所需功率為：查參考資料機械設(shè)計課程設(shè)計表(8-53)滿足功率條件的電動機有以下幾種。電動機型號額定功率（KW）額定轉(zhuǎn)速（r/min）滿載轉(zhuǎn)速額定轉(zhuǎn)矩Y100L-23300028802.2Y100L2-43150014202.2Y132S-6310009602.0Y132S-837507102.0其中Y100L-2額定轉(zhuǎn)速為3000，比較大因此用于皮帶輪傳動；Y132S-8額定轉(zhuǎn)速為750，比較小因此用于渦輪蝸桿傳動當(dāng)選擇Y100L2-4時總傳動比當(dāng)選擇Y32S-6時總傳動比為：齒輪傳動比是3到5；兩級減速選擇第二套方案比較合理。初步確定原動機為同步轉(zhuǎn)速：1000r/min。型號為Y132S-6

5、，額定功率為p0=3kw，滿載轉(zhuǎn)速為n0=960r/min，額定轉(zhuǎn)矩為2.0Nmm，最大轉(zhuǎn)矩為2.0 Nmm。4 確定總傳動比及分配各級傳動比4.1傳動裝置的總傳動比，由原始數(shù)據(jù)以及初步確定的原動機的轉(zhuǎn)速可確定總傳動比：式中：總傳動比 電動機的滿載轉(zhuǎn)速（r/min）4.2 分配傳動比則雙級斜齒圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為：低速級傳動比為：5 傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算減速器傳動裝置中各軸由高速軸到低速軸依次編號為電動機0軸、軸、軸。5.1 各軸的轉(zhuǎn)速軸0 與電動機相連因而轉(zhuǎn)速與電動機轉(zhuǎn)速相等軸 通過聯(lián)軸器與周一相連轉(zhuǎn)速與軸0相等即 軸： 軸： 軸：通過聯(lián)軸器與軸四相連接5.2各軸輸入功率的

6、計算軸一與軸0之間有聯(lián)軸器 5.3各軸的轉(zhuǎn)矩各軸運動及動力參數(shù)表、軸號轉(zhuǎn)速n/min功率P/kw扭矩T/N.m09602.7427.269602.7126.962402.58109.8568.152.45343.268.152.32325.01表5.3-16傳動件的設(shè)計及計算選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)兩級齒輪傳動比分別為：； 。1）、按圖中所示的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。2）、運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB10095-88）.3）、材料選擇。由表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

7、材料硬度差為40HBS。要求齒面粗糙度Ra3.26.3m。二者均為軟齒面4）、初選則法面面壓力角度，螺旋角 ；選小齒輪1齒數(shù)：，大齒輪1齒數(shù)：，取整為103取小齒輪2齒數(shù)：。大齒輪2齒數(shù)：取整為796.1 第一對齒輪傳動的設(shè)計計算 6.1.1按齒面接觸強度計算齒輪減速箱是壁式的因此最容易導(dǎo)致的破壞是齒面接觸疲勞破壞按齒面接觸強度設(shè)計進行計算，即：2、確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1確定公式內(nèi)各個計算數(shù)值1 試選載荷系數(shù)。2 小齒輪傳遞的扭矩3 由機械設(shè)計書圖1030所示選取區(qū)域系數(shù)（僅僅和螺旋角有關(guān)）4 由圖10-26查得（215頁）， 5 由教材表107選取齒寬系數(shù)。（205頁）6 由教材表106查

8、得材料的彈性影響系數(shù)。（201頁。僅與材料有關(guān)）7 由教材圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限（僅僅與硬度材料有關(guān)）；大齒輪的接觸疲勞強度極限。8 由教材公式1013計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 9 由教材圖1019取接觸疲勞壽命系數(shù);。取失效概率為1%，對于解除疲勞強度計算，破壞為點蝕不會引起較大的后果。所以安全系數(shù)，由教材公式（1012）得： 3、計算1、試算小齒輪分度圓直徑，（T運算是單位是N。mm）2計算圓周速度 3）、計算齒寬b及模數(shù)法面模數(shù)：齒高： 4 計算縱向重合度 。 5 計算載荷系數(shù)K該機構(gòu)是電動機驅(qū)動的帶式運輸機所以由教材表10-2知使用系數(shù);根據(jù)，7級精度，由教材圖10

9、8查得動載系數(shù)；由教材表104查得7級精度、由于小齒輪相對支承非對稱布置，由插值法可求的；由查教材圖1013得 由插值法可求得 由教材表10-3查得故載荷系數(shù)：。6 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由教材式（1010a）得： 7 計算法面模數(shù) 6.1.2. 按齒根彎曲強度設(shè)計由教材式（105）得彎曲強度的設(shè)計公式為 1 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1由教材圖1020c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲強度極限；( 僅與材料有關(guān))2 由教材圖1018取彎曲疲勞壽命系數(shù) ,;3計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù),由教材公式（1012）得4 計算載荷系數(shù)5 根據(jù)縱向重合度從教材圖10-

10、28查的螺旋角影響系數(shù)6 計算當(dāng)量齒數(shù)。7 查取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù)由教材表105由插值法查得 ， ，（差值法）9 計算大、小齒輪的并加以比較 ！大齒輪的數(shù)值大2 設(shè)計計算 對比計算結(jié)果，由齒輪接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，由于齒輪法面模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即端面模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強度算得的法面模數(shù)=1.43mm并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值=2 mm，按接觸強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)： 取18大齒輪齒數(shù)：，取。3幾何尺寸計算計算中心距 將中心距圓整為98 mm按圓整后的中

11、心距修正螺旋角因值改變不多故參數(shù)、等不必修正計算大小齒輪分度圓直徑 、計算齒輪寬度 圓整后取B2=40mm，B1=45mm6.2 第二對齒輪傳動的設(shè)計計算 6.2.1按齒面接觸強度計算齒輪減速箱是壁式的因此最容易導(dǎo)致的破壞是齒面接觸疲勞破壞按齒面接觸強度設(shè)計進行計算，即：1確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1確定公式內(nèi)各個計算數(shù)值1 試選載荷系數(shù)。2 小齒輪傳遞的扭矩3 由機械設(shè)計書圖1030所示選取區(qū)域系數(shù)4 由圖10-26查得， 5 由教材表107選取齒寬系數(shù)。6 由教材表106查得材料的彈性影響系數(shù)。7 由教材表1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。8 由教材公

12、式1013計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 9 由教材圖1019取接觸疲勞壽命系數(shù);。10 計算接觸疲勞許用應(yīng)力由教材圖10-21d按齒面硬度查的小齒輪接觸疲勞強度極限大齒輪接觸疲勞強度極限取失效概率為1%，對于解除疲勞強度計算，破壞為點蝕不會引起較大的后果。所以安全系數(shù)，由教材公式（1012）得： 2計算1、試算小齒輪分度圓直徑，2計算圓周速度 3）、計算齒寬b及模數(shù)模數(shù)：齒高： 4 計算縱向重合度 。 5 計算載荷系數(shù)K該機構(gòu)是電動機驅(qū)動的帶式運輸機所以由教材表10-2知使用系數(shù);根據(jù)，7級精度，由教材圖108查得動載系數(shù)；由教材表104查得7級精度、由于小齒輪相對支承非對稱布置，由插值法可求的；由查教材

13、圖1013得 由教材表10-3查得故載荷系數(shù)：。6 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由教材式（1010a）得： 7 計算法面模數(shù) 6.2.2. 按齒根彎曲強度設(shè)計由教材式（105）得彎曲強度的設(shè)計公式為 1 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1由教材圖1020c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲強度極限；2 由教材圖1018取彎曲疲勞壽命系數(shù) ,;3計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù),由教材式（1012）得4 計算載荷系數(shù)5 根據(jù)縱向重合度從教材圖10-28查的螺旋角影響系數(shù)6 計算當(dāng)量齒數(shù)。7 查取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù)由教材表105由插值法查得 ， ，9 計算大、小齒輪的并加以比較

14、 ！大齒輪的數(shù)值大2 設(shè)計計算 對比計算結(jié)果，由齒輪接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，由于齒輪法面模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即端面模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強度算得的法面模數(shù)=2.38mm并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值=2 mm，按接觸強度算得的分度圓直徑，算出 應(yīng)有的齒數(shù)。小齒輪齒數(shù)：取大齒輪齒數(shù)：，取。3幾何尺寸計算計算中心距 將中心距圓整為128 mm按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多故參數(shù)、等不必修正計算大小齒輪分度圓直徑 、計算齒輪寬度 圓整后取B2=60mm，B1=65mm6.3斜齒圓

15、柱齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計1由高速級齒輪設(shè)計數(shù)據(jù)（表6.3-1）名稱符號計算公式小齒輪大齒輪螺旋角= 141248”傳動比i1i1=4.28齒數(shù)ZZ1=18Z2=77基圓螺旋角法面模數(shù)端面模數(shù)法面壓力角端面壓力角法面齒距端面齒距法面基圓齒距法面齒頂高系數(shù)法面頂隙系數(shù)分度圓直徑基圓直徑齒頂高齒根高齒頂圓直徑齒根圓直徑標(biāo)準(zhǔn)中心距齒寬結(jié)構(gòu)形式齒輪軸一般式2低速齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計（表6.3-2）名稱符號計算公式小齒輪大齒輪螺旋角= 142148傳動比i1i1=3.29齒數(shù)Zz1=29z2=95基圓螺旋角法面模數(shù)端面模數(shù)法面壓力角端面壓力角法面齒距端面齒距法面基圓齒距法面齒頂高系數(shù)法面頂隙系數(shù)分度圓直徑基圓直徑齒頂高

16、齒根高齒頂圓直徑齒根圓直徑標(biāo)準(zhǔn)中心距齒寬結(jié)構(gòu)形式一般腹板式7 軸的設(shè)計及計算7.1 軸的布局設(shè)計繪制軸的布局簡圖如下圖7.1所示圖7.1 軸的布置簡圖 考慮到低速軸的受力大于高速軸，應(yīng)先對低速軸進行結(jié)構(gòu)設(shè)計和強度校核，其他的軸則只需要進行結(jié)構(gòu)設(shè)計，沒必要進行強度校核。7.2 低速軸的設(shè)計7.2.1 軸的受力分析低速級齒輪設(shè)計可求得大斜齒輪的嚙合力：由表格6。3-2查得：大斜齒輪的分度圓直徑： mm由表5.3-1查的軸的輸入扭矩大斜齒輪的圓周力：大斜齒輪的徑向力：大斜齒輪的軸向力：7.2.2軸的材料的選擇由于低速軸轉(zhuǎn)速不高，但受力較大，故選取軸的材料為45優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼，調(diào)質(zhì)處理。7.2.3軸的

17、最小直徑根據(jù)文獻【1】中15-2式可初步估算軸的最小直徑，式中：最小直徑系數(shù)，根據(jù)文獻【1】中表15-3按45鋼查得 低速軸的輸入功率（KW），由表5.3-1可知： 低速軸的轉(zhuǎn)速（r/min），由表5.1可知：因此： mm輸出軸的最小直徑應(yīng)該安裝聯(lián)軸器處，為了使軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。根據(jù)文獻【1】中14-1式查得，式中：聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩（） 工作情況系數(shù)，根據(jù)文獻【1】中表14-1按轉(zhuǎn)矩變化小查得， 低速軸的轉(zhuǎn)矩（），由表5.1可知： N.m因此： N.m按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 5014-2003或根據(jù)文獻【2】中表14-4查得，

18、選用LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其具體結(jié)構(gòu)及基本參數(shù)如圖7.2以及表7.1所示，圖7.2 LX2型彈性柱銷聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)形式圖表7.1LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器基本參數(shù)及主要尺寸型號公稱轉(zhuǎn)矩TnN.m許用轉(zhuǎn)速n（ r/min）軸孔直徑（d1、d2、dZ）軸孔長度mmDmmD1mm轉(zhuǎn)動慣量Kg.m2質(zhì)量kgY型J、J1、Z型LL1LLX2560630020，22，24523852120550.009525，2862446230，32，35826082LX31250475030,32,35,381600.026840,42,45,4811284112由上表可知，選取半聯(lián)軸器孔徑，故取，半聯(lián)軸器的長度，與軸配合

19、的轂孔長度。7.2.4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計7.2.4.1 擬定軸上零件的裝配方案 低速軸的裝配方案如下圖7.3所示，圖7.3 低速軸的結(jié)構(gòu)與裝配7.2.4.2 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求。-軸段右端需制出一軸肩，故取-段的直徑式中：軸處軸肩的高度（），根據(jù)文獻【1】中P364中查得定位軸肩的高度，故取左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔的長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不是壓在軸的端面上，故-段的長度應(yīng)比稍短一些，現(xiàn)取。初步選擇滾動軸承。因滾動軸承同時受徑向力和軸向力的作用，根據(jù)文獻【1】中表13-1可選3型圓錐滾子軸承。根

20、據(jù)文獻【2】中表13-1中參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中可初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30307，其基本尺寸資料如下表7.2所示表7.2 30307型圓錐滾子軸承參數(shù)數(shù)值mm標(biāo)準(zhǔn)圖d35D80T22.75C18a16.75B21由上表7.2可知該軸承的尺寸為，故；由于圓錐滾子軸承采用脂潤滑，得用封油環(huán)進行軸向定位和擋油，取右端封油環(huán)的長度，故圓整后，。 由于圓錐滾子軸承采用脂潤滑，得用封油環(huán)進行軸向定位和擋油。有上表7.2可知30307型軸承的定位軸肩高度，因此，與滾子軸承接觸的封油環(huán)兩端的外徑。取軸處非定位軸肩軸肩的高度，則與齒輪配合的軸段-的直徑軸處定位軸肩的高

21、度故取對封油環(huán)進行定位，則軸段-的直徑齒輪采用軸肩進行軸向定位，則齒輪的右端應(yīng)有一軸環(huán)，軸肩的高度：考慮到軸環(huán)的右端為非定位軸肩，故取，則，軸環(huán)的寬度應(yīng)滿足取。輪轂的寬度，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取。 取軸承端蓋的總寬度為。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離（參考圖7.1），故取。 根據(jù)軸的總體布置簡圖7.1可知，大圓柱齒輪左端面距箱體左內(nèi)壁之間距離，大圓錐齒輪右端面距箱體右內(nèi)壁之間的距離，錐齒輪與圓柱齒輪之間的距離（參考圖7.1）?？紤]到箱體的鑄造誤差以及軸承的整體布置，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段

22、距離，取。已知滾動軸承寬度,根據(jù)文獻【1】圖10-39（b）中可初取大圓錐齒輪輪轂長，則表7.3 低速軸的參數(shù)值至此，經(jīng)過步驟已初步確定了軸的各段直徑和長度，如上圖7.4所示，并歸納為下表7.3所示，軸的參數(shù)參數(shù)符號軸的截面（mm）軸段長度4246444653033軸段直徑28323538444035軸肩高度21.51.5322.57.2.4.3 軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用圓頭普通平鍵連接。根據(jù)文獻【1】中表6-1按查得齒輪輪轂與軸連接的平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，按查得聯(lián)軸器與軸連接

23、的平鍵截面鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為，半聯(lián)軸器與軸配合為；滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6。7.2.4.4 確定軸上圓角和倒角尺寸根據(jù)文獻【1】中表15-2查得，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖7.3。7.2.5 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖7.4）做出軸的設(shè)計簡圖（7.1圖）。在確定軸承的支點位置時，應(yīng)從圓錐滾子軸承值入手。對于30307型圓錐滾子軸承，由上表7.2中可知。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距根據(jù)軸的設(shè)計簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖如下圖7.4所示。圖7.4 低速軸的受力分析表7.4 低速軸上的載荷分布 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可

24、以看出截面是軸的危險截面。現(xiàn)將計算出的截面處的、以及的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T7.2.6 按彎扭校核軸的疲勞強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。根據(jù)文獻【1】中15-5式查得，式中：C截面的計算應(yīng)力（MPa）折合系數(shù)，該低速軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，故根據(jù)文獻【1】中P373應(yīng)取折合系數(shù) 抗彎截面系數(shù)（mm3），根據(jù)文獻【1】中表15-4按圓形截面查得 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)文獻15-1查得。因此，故安全。7.2.7 精確校核軸的疲勞強度7.2.7.1 判斷危險截面 截面A，B只受扭矩

25、作用，雖然鍵槽、軸肩及過度配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕確定的，所以截面A，B均無需校核。 從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴重；從受載荷的情況來看，截面C上的應(yīng)力最大。截面的應(yīng)力集中的影響和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大(過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端)，而且軸的直徑最大，故截面C也不必校核。截面和顯然更不必校核。根據(jù)文獻【1】中附表3-4和附表3-8可知鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面左右兩側(cè)即可。7.2.

26、7.2 分析截面左側(cè)根據(jù)文獻【1】中表15-4按圓形截面查得，抗彎截面系數(shù)： 抗扭截面系數(shù)： 截面左側(cè)的彎矩： 截面上的扭矩： 截面上的彎曲應(yīng)力： 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力： 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)文獻【1】中表15-1查得，。截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及根據(jù)文獻【1】中附表3-2查的。因，經(jīng)差值后可查得，根據(jù)文獻【1】中附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)，根據(jù)文獻【1】中附3-4式查得有效應(yīng)力集中系數(shù)，根據(jù)文獻【1】中附圖3-2和附圖3-3查得尺寸系數(shù)： 扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)： 軸按磨削加工，根據(jù)文獻【1】中附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)，軸未經(jīng)表面強化處理，即表面高頻淬火強化系數(shù)，根據(jù)文

27、獻【1】中3-12式及3-14b式可得綜合系數(shù)，又根據(jù)文獻【1】中P25和P26查得碳鋼的特性系數(shù)，取，取于是，計算安全系數(shù)值，根據(jù)文獻【1】中15-6式和15-8式查得，式中：， 故可知該低速軸安全。7.2.7.3分析截面右側(cè)根據(jù)文獻【1】中表15-4按圓形截面查得，抗彎截面系數(shù)： 抗扭截面系數(shù)： 截面左側(cè)的彎矩： 截面上的扭矩： 截面上的彎曲應(yīng)力： 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力： 根據(jù)文獻【1】中的附表3-8用插值法可求得，并取軸按磨削加工，根據(jù)文獻【1】中附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)，軸未經(jīng)表面強化處理，即表面高頻淬火強化系數(shù)，根據(jù)文獻【1】中3-12式及3-14b式可得綜合系數(shù)，又根據(jù)文獻【1】中

28、P25和P26查得碳鋼的特性系數(shù)，取，取于是，計算安全系數(shù)值，根據(jù)文獻【1】中15-6式和15-8式查得，式中：， 故可知該低速軸的截面右側(cè)的強度也是足夠的。由于該減速器沒有大的瞬時過載及嚴重的應(yīng)力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。至此，低速軸的設(shè)計計算即告結(jié)束。7.3 高速軸的設(shè)計7.3.1軸端齒輪的分度圓直徑由上述6.1中高速級齒輪設(shè)計可知：小圓錐齒輪的大端分度圓直徑：7.3.2軸的材料的選擇 取軸的材料為45優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼，調(diào)質(zhì)處理。7.3.3軸的最小直徑 根據(jù)文獻【1】中15-2式可初步估算軸的最小直徑，式中：最小直徑系數(shù)，根據(jù)文獻【1】中表15-3按45鋼查得 高速軸的功率（KW），

29、由表5.1可知： 高速軸的轉(zhuǎn)速（r/min），由表5.1可知：因此： 輸出軸的最小直徑應(yīng)該安裝聯(lián)軸器處，為了使軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。根據(jù)文獻【1】中14-1式查得，式中：聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩（） 工作情況系數(shù)，根據(jù)文獻【1】中表14-1按轉(zhuǎn)矩變化小查得， 低速軸的轉(zhuǎn)矩（），由表5.1可知：因此： 按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 5014-2003或根據(jù)文獻【2】中表14-4查得，選用LX1型彈性柱銷聯(lián)軸器，其具體結(jié)構(gòu)及基本參數(shù)如上表7.1所示。由上表可知，選取半聯(lián)軸器孔徑，故取，半聯(lián)軸器的長度，與軸配合的轂孔長度。7.3.4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計7.

30、3.4.1 擬定軸上零件的裝配方案 低速軸的裝配方案如下圖7.3所示，圖7.5 高速軸的結(jié)構(gòu)與裝配7.3.4.2 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求。-軸段右端需制出一軸肩，故取-段的直徑式中：軸處軸肩的高度（），根據(jù)文獻【1】中P364中查得定位軸肩的高度，故取左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔的長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不是壓在軸的端面上，故-段的長度應(yīng)比稍短一些，現(xiàn)取。 初步選擇滾動軸承。因滾動軸承同時受徑向力和軸向力的作用，根據(jù)文獻【1】中表13-1可選3型圓錐滾子軸承。根據(jù)文獻【2】中表13-1中參照工作要求

31、并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中可初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30304，其基本尺寸資料如下表7.5所示表7.5 30304型圓錐滾子軸承參數(shù)數(shù)值mm標(biāo)準(zhǔn)圖d20D52T16.25C13a11.1B15由上表可知該軸承的尺寸為，故；而為了使?jié)L子軸承被封油環(huán)和端蓋可靠夾緊，與之配合的軸的長度要略小于軸承的寬度，因此去，此時便確定了處的軸肩高度。為了加工的方便性，取與小圓錐齒輪配合的軸-段的直徑與與-處相同，即，則軸肩。兩滾動軸承均采用軸肩進行軸向定位。有上表7.5可知30304型軸承的定位軸肩高度，因此，。 取軸承端蓋的總寬度為。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端

32、蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，故取。取圓錐齒輪距箱體內(nèi)壁之距離，考慮到軸承采用脂潤滑，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離，取，已知滾動軸承寬度, 根據(jù)上圖7.5可取，又因為，取。進而可以確定軸-段的長度。故取。表7.6 低速軸的參數(shù)值至此，經(jīng)過步驟基本確定了軸的各段直徑和長度，如上圖7.5所示，并歸納為下表7.6所示，參數(shù)名稱參數(shù)符號軸的截面（mm）軸段長度283715801547軸段直徑161920272016軸肩高度1.50.53.53.527.3.4.3 軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用圓頭普通平鍵連接。根據(jù)文獻【1】中表6-1按查得齒輪輪轂與軸連接的

33、平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，按查得聯(lián)軸器與軸連接的平鍵截面鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為；滾動軸承和聯(lián)軸器與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差均為k6。7.3.4.4 確定軸上圓角和倒角尺寸 根據(jù)文獻【1】中表15-2查得，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖7.5。7.4 中間軸的設(shè)計7.4.1軸端齒輪的分度圓直徑由上述6.2中高速級齒輪設(shè)計可知：小圓柱齒輪的分度圓直徑：大圓錐齒輪的大端分度圓直徑：7.4.2軸的材料的選擇 取軸的材料為45優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼，調(diào)質(zhì)處理。7.4.3軸的最小直徑 根據(jù)文

34、獻【1】中15-2式可初步估算軸的最小直徑，式中：最小直徑系數(shù)，根據(jù)文獻【1】中表15-3按45鋼查得 高速軸的功率（KW），由表5.1可知： 高速軸的轉(zhuǎn)速（r/min），由表5.1可知：因此： 7.4.4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計7.4.4.1 擬定軸上零件的裝配方案 低速軸的裝配方案如下圖7.6所示，圖7.6 高速軸的結(jié)構(gòu)與裝配7.4.4.2 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度輸出軸的最小直徑顯然是安裝滾動軸承處軸的直徑和。因滾動軸承同時受徑向力和軸向力的作用，根據(jù)文獻【1】中表13-1可選3型圓錐滾子軸承。根據(jù)文獻【2】中表13-1中參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中可初步選取0基本游隙組、

35、標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30304，其基本尺寸資料如上表7.5所示。由表可知該軸承的尺寸為，故。因軸承采用脂潤滑，故兩圓錐滾子軸承應(yīng)采用封油環(huán)定位以及防止油飛濺到軸承里面。兩封油環(huán)的外徑為，兩軸承距箱體內(nèi)壁的距離均為。取小圓柱齒輪距箱體內(nèi)壁的距離，大圓錐齒輪距箱體內(nèi)壁的距離為。為了使封油環(huán)可靠地夾緊圓柱齒輪和圓錐齒輪，與圓柱齒輪配合的軸-段應(yīng)小于其齒寬，與圓錐齒輪配合的軸-段也應(yīng)小于其輪轂，并取其輪轂的長度。故： ， 取， 取取非定位軸肩，則。應(yīng)兩齒輪都采用軸肩定位，故其中間應(yīng)有一軸環(huán)，其軸肩高度取，則軸環(huán)的寬度，故取至此，經(jīng)過步驟基本確定了軸的各段直徑和長度，如上圖7.6所示，并歸納為下

36、表7.7所示，表7.7 中間軸的參數(shù)值參數(shù)名稱參數(shù)符號軸的截面（mm）軸段長度355242629軸段直徑2023272320軸肩高度1.5221.57.4.4.3 軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用圓頭普通平鍵連接。根據(jù)文獻【1】中表6-1按查得圓柱齒輪與軸連接的平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故與圓柱齒輪配合的軸的直徑尺寸公差為；查得圓錐齒輪與軸連接的平鍵截面 ，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為，與圓錐齒輪配合的軸的直徑尺寸公差也為。7.4.4.4 確定軸上圓角和倒角尺寸 根據(jù)文獻【1】中表15-2查得，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑

37、見圖7.6。8 軸承的壽命校核因為軸承的壽命與所受載荷的大小有關(guān)，工作載荷越大，引起的接觸應(yīng)力也就越大，因而在發(fā)生點蝕破壞前經(jīng)受的應(yīng)力變化次數(shù)也就越少，亦即軸承的壽命越短。而低速軸的軸承所承受的載荷最大，故只需校核該軸的軸承的壽命。8.1低速軸齒輪的載荷計算由上述6.2中低速級齒輪設(shè)計可求得大斜齒輪的嚙合力：分度圓直徑：圓周力：徑向力：軸向力：8.2軸承的徑向載荷計算低速軸上的滾動軸承采用正裝，其受力簡圖如下圖8.1所示。兩個軸承型號均為30307型的圓錐滾子軸承，其基本額定動載荷，基本額定靜載荷。由上表7.4可得：8.3軸承的軸向載荷計算根據(jù)文獻【1】中表13-1查得30307型圓錐滾子軸承

38、的基本額定動載荷，基本額定靜載荷，判斷系數(shù)和軸向動載荷系數(shù)。故兩軸承的派生軸向力為：因為 故軸左移，左端軸承壓緊，右端軸承放松。則 軸承的軸向派生力為 ， 。8.4軸承的當(dāng)量動載荷計算根據(jù)文獻【1】中表13-6按輕微沖擊查得載荷系數(shù)，又因為，根據(jù)文獻【1】中表13-5查得兩個軸承的徑向動載荷系數(shù)和軸向動載荷系數(shù)。所以根據(jù)文獻【1】中表13-8a查得兩軸承的當(dāng)量動載荷為8.5軸承壽命的計算及校核根據(jù)文獻【1】中表13-3按24小時連續(xù)工作的機械查得該滾動軸承的預(yù)期壽命，取，齒輪轉(zhuǎn)速n=127r/min 。并取。故根據(jù)文獻【1】中13-5式可算出軸承基本額定壽命為故軸承絕對安全。9鍵聯(lián)接強度校核計

39、算9.1普通平鍵的強度條件根據(jù)文獻【1】表6-1中可知，式中：傳遞的轉(zhuǎn)矩() 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，此處為鍵的高度（） 鍵的工作長度（），圓頭平鍵，為鍵的公稱長度，為鍵的寬度（） 軸的直徑（） 鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應(yīng)力（），根據(jù)文獻【1】中表中按材料為鋼鐵，載荷性質(zhì)為輕微沖擊查得。9.2高速軸上鍵的校核對于鍵，已知：于是得， ，故該鍵安全。對于鍵，已知：于是得， ，故該鍵安全。9.3中間軸上鍵的校核對于鍵已知：于是得， ，故該鍵安全。對于鍵已知： 于是得， ，故該鍵安全。9.4低速軸上鍵的校核對于鍵已知：于是得， ，故該鍵安全。對于鍵已知：于是得， ，故該鍵安全。10 潤滑方

40、式，潤滑劑以及密封方式的選擇10.1齒輪的滑方式及潤滑劑的選擇10.1.1齒輪潤滑方式的選擇高速軸小圓錐齒輪的圓周速度：中間軸大圓錐齒輪和小圓柱齒輪的圓周速度：低速軸大圓柱齒輪的圓周速度：取，一般來說當(dāng)齒輪的圓周速度時，宜采用油潤滑；當(dāng)時，應(yīng)采用浸油潤滑。故此減速器齒輪的潤滑應(yīng)將齒輪浸于油池中，當(dāng)齒輪傳動時，既將潤滑油帶到潤滑處，同時也將油直接甩到箱體壁上利于散熱。10.1.2齒輪潤滑劑的選擇根據(jù)文獻【2】中表17-1中查得，齒輪潤滑油可選用全損耗系統(tǒng)用油，代號是：，運動粘度為：61.274.8（單位為：mm2/s）。10.2滾動軸承的潤滑方式及潤滑劑的選擇10.2.1滾動軸承潤滑方式的選擇高

41、速軸軸承: 中間軸軸承：低速軸軸承：故三對軸承均應(yīng)采用脂潤滑。10.2.2滾動軸承潤滑劑的選擇根據(jù)文獻【2】表17-2中查得，滾動軸承潤滑可選用滾珠軸承脂。10.3密封方式的選擇10.3.1滾動軸承的密封選擇滾動軸承與箱體外界用氈圈密封，與箱體內(nèi)用封油環(huán)防止減速器內(nèi)的油液飛濺到軸承內(nèi)。10.3.2箱體的密封選擇箱體部分面上應(yīng)用水玻璃或密封膠密封。11 減速器箱體及附件的設(shè)計11.1減速器箱體的設(shè)計減速箱應(yīng)采用鑄鐵鑄造而成，其結(jié)構(gòu)尺寸如下表所示。11-1 鑄鐵減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸表1 mm 名稱符號箱體的尺寸關(guān)系箱體的尺寸取值箱座壁厚考0.01（d1+d2）+188慮到鑄造工藝，所有壁厚都不應(yīng)小于

42、8箱蓋壁厚10.0085（d1+d2）+188箱座、箱蓋、箱座底凸緣厚度b、 b1、 b2b 1.5；b11.51；b22.512、12、20地腳螺栓直徑df0.015（d1+d2）+11212地腳螺栓數(shù)目nn66軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d10.75 df10箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑d2（0.50.6）df8聯(lián)接螺栓d2的間距l(xiāng)8015086軸承蓋螺釘直徑d3（0.40.5）df6視孔蓋螺釘直徑d4（0.30.4）df6定位銷直徑d（0.70.8）d25df 、d1、 d2至外箱壁距離c1見文獻【2】中表4-218df 、d2至凸緣邊緣距離c2見文獻【2】中表4-216軸承旁凸臺半徑R1c216凸臺高

43、度h根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準(zhǔn)68外箱壁至軸承座端面距離l1c1 +c2+（510）40大齒輪頂圓與箱體內(nèi)壁距離11.215齒輪端面與箱體內(nèi)壁距離28箱座肋厚mm0.857軸承端蓋外徑D2 凸緣式：D2D+(55.5) d3； D為軸承座孔直徑82、110軸承旁聯(lián)接螺栓距離S盡量靠近，以M d1 和M d3互不干涉為準(zhǔn)，一般取SD282、11011.2減速器附件的設(shè)計11.2.1窺視孔及視孔蓋視孔用于檢查傳動件工作情況，還可用來注入潤滑油。其尺寸如下圖11-2所示。11.2.2通氣器通氣器用于通氣，使箱內(nèi)外氣壓一致，以避免由于運轉(zhuǎn)時箱內(nèi)油溫升高、內(nèi)壓增大，從而引起減速器潤滑油

44、的滲漏。該減速器采用M161.5的通氣塞，綜上述及根據(jù)文獻【2】表4-3、表4-4中設(shè)計的視孔、視孔蓋及通氣器如下圖11-2所示。 圖11-2 視孔蓋圖11-1 通氣塞11.2.3放油孔及螺塞為了將污油排放干凈，應(yīng)在油池最低位置處設(shè)置放油孔，放油孔應(yīng)避免與其它機件相靠近，以便于放油，根據(jù)文獻【2】表4-7中選取M181.5的外六角螺塞，其結(jié)構(gòu)如下圖11-3所示。圖11-4 油標(biāo)圖11-3 放油螺塞 11.2.4油標(biāo)油標(biāo)用來指示油面高度，應(yīng)設(shè)置在便于檢查和油面較穩(wěn)定之處。根據(jù)文獻【2】表4-12中，該減速箱上選用了M12的油標(biāo)尺，其結(jié)構(gòu)如上圖11-4所示。11.2.5起吊裝置為便于拆缷和搬運減速

45、器，應(yīng)在箱體上設(shè)置起吊裝置。根據(jù)文獻【2】表4-13和表4-14，該減速器選用了M8的吊環(huán)螺釘起吊箱蓋，選用吊鉤起吊箱座，其結(jié)構(gòu)如下圖11-5和圖11-6所示。 圖11-6 吊鉤圖11-5 吊環(huán)螺釘11.2.6啟蓋螺釘為防止?jié)櫥蛷南潴w剖分面處外漏，常在箱蓋和箱座的剖分面上涂上水玻璃或密封膠，在拆缷時會因粘接較緊而不易分開，故該減速器采用了M8的啟蓋螺釘，其結(jié)構(gòu)如下圖11-7所示。 圖11-8定位銷圖11-7 啟蓋螺栓 11.2.7定位銷定位銷用于保證軸承座孔的鏜孔精度，并保證減速器每次裝拆后軸承座的上下兩半孔始終保持加工時的位置精度。根據(jù)文獻【2】表12-12選取圓錐銷,其型號為A1060

46、GB117-2000，其結(jié)構(gòu)如上圖11-8所示。11.2.8軸承蓋軸承蓋用于對軸系零件進行軸向固定和承受軸向載荷，同時起密封作用。該減速器采用凸緣式的軸承蓋。12 設(shè)計小結(jié) 這次關(guān)于帶式運輸機的兩級圓錐圓柱減速器的課程設(shè)計可以說是我們步入大學(xué)以來真正意義上的一次機械設(shè)計。通過兩個星期的設(shè)計實踐，既讓我們加深了對機械設(shè)計概念的理解，又讓我們把理論聯(lián)系了實際，不僅提高了我們機械設(shè)計認識以及自身設(shè)計方面的綜合素質(zhì)，還為以后我們走向社會、走向工作崗位打下了堅實的基礎(chǔ)。機械設(shè)計并不是一朝一夕就能完成好的，需要我們查閱大量的資料，比如機械設(shè)計手冊、課程設(shè)計指導(dǎo)書等等。在整個設(shè)計過程中，我們必須得從整體出發(fā)

47、，考慮到各個零件之間的聯(lián)系才能使我們設(shè)計的減速器能正確的安裝與使用。我設(shè)計的是兩級圓錐圓柱齒輪減速器，雖然不算是一個很大的機器，要真正的設(shè)計好它，還得有相關(guān)方面一定的知識儲備，畢竟機械設(shè)計是機械工業(yè)的基礎(chǔ)，是一門綜合性很強的課程，它涵蓋了我們所學(xué)過的機械原理、機械設(shè)計、機械設(shè)計課程設(shè)計、理論力學(xué)、材料力學(xué)、工程制圖、工程材料、互換性與測量技術(shù)等一系列課程。設(shè)計任務(wù)要求我們要有近萬字的說明書、裝配圖和零件圖，對于我們剛剛涉入設(shè)計實踐的同學(xué)來說無疑是一項浩大的工程，為了如質(zhì)如量的完成好這次設(shè)計，特別是在最后的幾天了，過的是真正的美國時間。幾乎每天晚上搞到了凌晨四點左右。在畫裝配圖的時候，剛開始不知

48、道怎么動手，經(jīng)過一段時間的統(tǒng)籌與規(guī)劃，終于有了點頭緒，便踏上了畫圖的旅程。畫圖用的是學(xué)機械必備的AutoCAD軟件，因此畫圖的能力也就不容忽視，但是盡管有畫圖能力是不行的，還得有機械制圖的基礎(chǔ)知識。畫裝配圖時，我們不可能一蹴而就，必須得有耐心去查閱大量的機械設(shè)計方面的資料，要不厭其煩的反反復(fù)復(fù)修改。我在設(shè)計過程中，其實修改就占了整個設(shè)計過程中的五分之三的時間，最終才得到了最后的成果。但有點遺憾的是我設(shè)計的圓柱齒輪的模數(shù)m=1.5，而一般來說模數(shù)m2，到了設(shè)計快結(jié)束的時候我才意識到這個問題，那時改可以說是不可能的事了，所以到最后還是采用了原來的值?？傊?，經(jīng)過本次設(shè)計，對于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實際的設(shè)

49、計思想、訓(xùn)練綜合運用機械設(shè)計和有關(guān)先修課的理論、提高我們畫圖的能力、鞏固加深我們對機械設(shè)計方面的知識方面有著重要的作用。另一方面，設(shè)計中還存在不少的錯誤和缺點，需要我們繼續(xù)努力學(xué)習(xí)，掌握更多有關(guān)機械設(shè)計方面的知識。在設(shè)計過程中，得到了指導(dǎo)老師劉揚老師的細心幫助和支持,使我們在設(shè)計過程中少走了許多的彎路，為我們節(jié)省了大量的寶貴的時間，衷心的感謝劉揚老師抽出時間細心指導(dǎo)和不厭其煩的講解。13 參考文獻【1】 機械設(shè)計第八版，濮良貴、紀(jì)名剛主編，高等教育出版社，2001?！?】 機械設(shè)計課程設(shè)計，金清肅主編，華中科技大學(xué)出版社，2007。【3】 機械原理，朱理主編，高等教育出版社，2003?！?】

50、互換性與測量技術(shù)，徐學(xué)林主編，湖南大學(xué)出版社，2005。【5】 機械設(shè)計手冊，成大先主編，化學(xué)工業(yè)出版社，2008?！?】 工程制圖，趙大興主編，高等教育出版，2004。【7】 理論力學(xué)第六版，哈爾濱工業(yè)大學(xué)理論力學(xué)教研室編，高等教育出版社，2002?！?】 材料力學(xué)第四版，劉鴻文主編，高等教育出版社，2003。葿螈聿蒄葿袁羈莀蒈羃膇芆蕆蚃羀膂蒆螅膅蒁薅袇羈莇薄罿膄芃薃蠆羆艿薃袁節(jié)膅薂羄肅蒃薁蚃芀荿薀螆肅芅蕿袈羋膁蚈羀肁蒀蚇蝕襖莆蚇螂肀莂蚆羅袂羋蚅蚄膈膄蚄螇羈蒂蚃衿膆莈螞羈罿芄螁蟻膄膀螁螃羇葿螀裊膃蒅蝿肈羆莁螈螇芁芇莄袀肄膃莄羂艿蒂莃螞肂莈蒂螄羋芄蒁袆肀膀蒀罿袃薈葿螈聿蒄葿袁羈莀蒈羃膇芆蕆蚃羀

51、膂蒆螅膅蒁薅袇羈莇薄罿膄芃薃蠆羆艿薃袁節(jié)膅薂羄肅蒃薁蚃芀荿薀螆肅芅蕿袈羋膁蚈羀肁蒀蚇蝕襖莆蚇螂肀莂蚆羅袂羋蚅蚄膈膄蚄螇羈蒂蚃衿膆莈螞羈罿芄螁蟻膄膀螁螃羇葿螀裊膃蒅蝿肈羆莁螈螇芁芇莄袀肄膃莄羂艿蒂莃螞肂莈蒂螄羋芄蒁袆肀膀蒀罿袃薈葿螈聿蒄葿袁羈莀蒈羃膇芆蕆蚃羀膂蒆螅膅蒁薅袇羈莇薄罿膄芃薃蠆羆艿薃袁節(jié)膅薂羄肅蒃薁蚃芀荿薀螆肅芅蕿袈羋膁蚈羀肁蒀蚇蝕襖莆蚇螂肀莂蚆羅袂羋蚅蚄膈膄蚄螇羈蒂蚃衿膆莈螞羈罿芄螁蟻膄膀螁螃羇葿螀裊膃蒅蝿肈羆莁螈螇芁芇莄袀肄膃莄羂艿蒂莃螞肂莈蒂螄羋芄蒁袆肀膀蒀罿袃薈葿螈聿蒄葿袁羈莀蒈羃膇芆蕆蚃羀膂蒆螅膅蒁薅袇羈莇薄罿膄芃薃蠆羆艿薃袁節(jié)膅薂羄肅蒃薁蚃芀荿薀螆肅芅蕿袈羋膁蚈羀肁蒀蚇蝕襖

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53、芇莄袀肄膃莄羂艿蒂莃螞肂莈蒂螄羋芄蒁袆肀膀蒀罿袃薈葿螈聿蒄葿袁羈莀蒈羃膇芆蕆蚃羀膂蒆螅膅蒁薅袇羈莇薄罿膄芃薃蠆羆艿薃袁節(jié)膅薂羄肅蒃薁蚃芀荿薀螆肅芅蕿袈羋膁蚈羀肁蒀蚇蝕襖莆蚇螂肀莂蚆羅袂羋蚅蚄膈膄蚄螇羈蒂蚃衿膆莈螞羈罿芄螁蟻膄膀螁螃羇葿螀裊膃蒅蝿肈羆莁螈螇芁芇莄袀肄膃莄羂艿蒂莃螞肂莈蒂螄羋芄蒁袆肀膀蒀罿袃薈葿螈聿蒄葿袁羈莀蒈羃膇芆蕆蚃羀膂蒆螅膅蒁薅袇羈莇薄罿膄芃薃蠆羆艿薃袁節(jié)膅薂羄肅蒃薁蚃芀荿薀螆肅芅蕿袈羋膁蚈羀肁蒀蚇蝕襖莆蚇螂肀莂蚆羅袂羋蚅蚄膈膄蚄螇羈蒂蚃衿膆莈螞羈罿芄螁蟻膄膀螁螃羇葿螀裊膃蒅蝿肈羆莁螈螇芁芇莄袀肄膃莄羂艿蒂莃螞肂莈蒂螄羋芄蒁袆肀膀蒀罿袃薈葿螈聿蒄葿袁羈莀蒈羃膇芆蕆蚃羀膂蒆螅膅蒁薅袇羈莇薄罿膄芃薃蠆羆艿薃袁節(jié)膅薂羄肅蒃薁蚃芀荿薀螆肅芅蕿袈羋膁蚈羀肁蒀蚇蝕襖莆蚇螂肀莂蚆羅袂羋蚅蚄膈膄蚄螇羈蒂蚃衿膆莈螞羈罿芄螁蟻膄膀螁螃羇葿螀裊膃蒅蝿肈羆莁螈螇芁芇莄袀肄膃莄羂艿蒂莃螞肂莈蒂螄羋芄蒁袆肀膀蒀罿袃薈葿螈聿蒄葿袁羈莀蒈羃膇芆蕆蚃羀膂蒆螅膅蒁薅袇羈莇薄罿膄芃薃蠆羆艿薃袁節(jié)膅薂羄肅蒃薁蚃芀荿薀螆肅芅蕿袈羋膁蚈羀肁蒀蚇蝕襖莆蚇螂肀莂蚆羅袂羋蚅蚄膈膄蚄螇羈蒂蚃衿膆莈螞羈罿芄螁蟻膄膀螁螃羇葿螀裊膃蒅蝿肈羆莁螈螇芁芇莄袀肄膃莄羂艿蒂莃螞肂莈蒂螄羋芄蒁袆肀膀蒀罿袃薈葿螈聿蒄葿袁羈莀蒈