最終式輸送機用單級斜齒圓柱齒輪減速器1(一)綜述

12、 n (2)計算各軸入功率（ KW ） 軸 1： P1＝P 0 ＝30.99=2.985kW 軸 2： P2＝P1 1 0 ＝ 2.9850.96 0.99=2.86kW 軸 3：P3＝P2 2 = 2.86 0.97=2.776kW 軸 4：P4= P3 0 =2.7760.99=2.766kW (3)計算各軸輸入轉矩（ Nmm） 軸 1： T 1 ＝ 9550 10 3 11 3000/1420 0.99 =19695.833 0 P / n =9550

13、 Nmm 軸 2： T 2 ＝ 9550 10 3 P2 21 0.99 / n = T i d 1 0 =19695.833 3.05 0.96 =58263.783 Nmm 軸 3： 5 《機械設計基礎》課程設計 T 3 ＝ 9550 10 3 P3 3 1 i c 2 1 0 =58263.783 6.091 / n = T i d 0.97=344238.161 N mm

14、 P1=2.985kW P2=2.86kW P3=2.776kW P =2.766kw 4 各軸運動的動力參數 軸號 轉速 n 功率 P 轉矩 T（N.m） （r/min ） （KW） T1=19695.833 1 1420 2.98 19.695 Nmm

15、 T2=58263.783 2 472.13 2.86 58.263 Nmm 3 77.51 2.77 344.238 T3=344238.16 1 N mm 3.2 、傳動零件的設計計算 3.2 .1、Ｖ帶傳動的設計 (1) 選擇帶型號 由表 8-8 ，圖 8-11 設計 =1.3 Pca P=1.3 3=3.9 kW =90mm 由 Pca 3.9 kW n1＝ 1420r

16、/ min 選Ｖ帶的 A 型 =280mm (2) 選取帶輪基準直徑 選取小帶輪基準直徑 =90mm，則大帶 V=6.69m/s 輪基準直徑 d d 2 id dd 1(1 ) 3.0590（ 1-0.02 ） =269.01mm 取 280mm,式中 為帶的滑動率，通常?。? 1%～2%） (3) 驗算帶速 v v d d1 n1 3.14 90 1420 6.69m/s 60 1000 6000 在 5～ 25m/s 范圍內

17、，速度合適。 (4)V 帶基準長度 Ld 和中心距 a a=610mm 據 0.7（ +）< a0<2（ +） 所以 a 在 259～740mm之間，初選中心距 a0 =600mm 由式（ 13-2）帶長 L d 0 2a0 (d d1 (d d 2 dd1 ) 2 dd 2 ) 4a0 2 1 =162 (280 90) 2 =2600+ (280 90) 600 1781mm，取 1

18、800mm 2 4 6 《機械設計基礎》課程設計 實際中心距 a a0 Ld 2 Ld 0 =600+（ 1800-1781） /2=610mm (5)驗算包角 1 ，由式（ 8-25）得 1 180 dd 2 dd 1 57.3 =162 >120 ，合適 a (6)求確定 v 帶根數 z 因 =90mm，n 1 ＝1420r/min， P0 =1.07 kW ， 實際傳動比： i n1 d d 2 280 =3.17 n2 d

19、d 1 (1 = ) 90(1 0.02 ) 查表得單根 v 帶功率增量 P0 =0.17kW ，由 1 =162 ，包角修正系數 K =0.96，查表 8-2 帶長修正系數 K L =1.01，則由公式得 k A P 1.3 3 Z (1.07 0.17) 3.244 (P0P0 )K K L 0.96 1.01 故選 4 根帶。 (7) 確定帶的初拉力 F0 （單根帶） 查表 8-3 得 q=0.105kg/m，故可由式（ 8-27 ）得單根 V 帶的初拉力 F 0 (2.5

20、 k ) pca q v 2 500 k zv = 500 (2.5 0.96)3.9 0.105 6.692 =121.6N 0.96 4 6.69 作用在軸上的壓力 Fp 2zF0 sin 1 =2 4 121.6 sin 162 =960.82N 2 2 (8)帶輪的結構尺寸 小帶輪基準直徑 d d 1 =90mm，實心式 大帶輪基準直徑 d d 2 =280mm，腹板式 3.2 .2、齒輪設計 (1)選用齒輪材料及精度等級 選擇齒輪材料及精度等級根據工作要

21、求，查《機械設計》表 10-1 得 小齒輪選用 40Cr, 調質 , 硬度為 241～286HBS大齒輪選用 45 鋼, 調質 , 硬度為 217～ 255HBS  Z=4 F0 =121.6N 7 《機械設計基礎》課程設計 由《機械設計》圖 10-25 查的 ＝650～ 750MPa ＝ 550～620MPa 由《機械設計》圖 10-24 查的 ＝56

22、0～620MPa ＝ 410～ 480 MPa （ 2）按齒面接觸強度計算 設齒輪按 8 級精度制造， 初選壓力角 20 ，螺紋角 β =15 ，選小齒輪 齒數 Z 1 =22 則 Z 2 = i c Z 1 =22 6.091 134.1 ，取 135 齒 N 1=60 n1 j l n =60 1420 1 (2 8 300 5)=2.0448 10 9 N 2 = N 1/u=2.0448 10 9 /(135/22)=3.332 10 8 取 S F =1.25，S H =1，由《機械設計》圖 10-22,10-23 查的

23、，取 K FN 1 =0.90 K FN 2 =0.97，K HN 1 =0.95， K HN 2 =0.98 [ H] 1 = (K FN 1 ) /S H =(0.95 700)/1=665 MPa [ H] 2 = (K FN 2 ) /S H =(0.98 600)/1=588 MPa [ F] 1 = (K FN 1 ) / S F =(0.9 600)/1.25=432 MPa [ F] 2 = (K FN 2 ) / S F =(0.97 450)/1.25=350 MPa 較小者在接觸疲勞許用應力 [ H]= [ H] 2

24、 =588MPa， [ F]= [F] 2 =350 MPa (3)計算小齒輪分度圓直徑 t =arctan(tan αn/cos β ) =arctan(tan 20 /cos15 )=20.562 arccos[z cos /( z 2ha cos )] at1 1 t 1 =arccos[4 cos20.562 /(4+2 1 cos15 )]=50.433 a t 2 arccos z2 cos t z2 2ha* cos = arccos[79 cos20.562 /(79+2 1 cos15 )]=23.62

25、8 8 《機械設計基礎》課程設計 z1 tan a1 tan z2 tan a 2 tan 2 =[4 (tan50.433 -tan20.562 )+79(tan23.628 -tan20.562 )]/2 3.14 =1.544 dZ1 tan =1 4 tan15 /3.14=0.546 z 4 (1 ) 3 = ((4 1.544) / 3)((1 0.546) 0.544/ 1.546) =0.884 2k Ht T1 i

26、1 2 zH zE z z = d1t 3 i z cos cos14 0.985 d H 2 1.3 5.8263 104 (135 / 22) 1 2.5 189.8 1.384 0.985 2 3 (135 / 22) 588 1 =59.739mm (4) 調整小齒輪分度圓直徑 圓周速度 V = d1 n1= 59.739 472.131 =1.4

27、77m/s 60 1000 60 1000 齒寬 b=φdd1t =1 59.739=59.739mm 實際載荷系數 KH 由表 10-2 查得使用系數 KA =1 根據 v=1.477m/s 、8 級精度，由圖 10-8 查得動載系數 Kv=1.10 齒輪圓周力 F t1 =2T1 /d 1t =2 5.8263 10 4 /59.739=1.9505 103N KA F t1 /b=1 1.9505 103/59.739=32.652N/mm<100N/mm 查表 10-3 得齒間載荷分配系數 K H =1.4

28、 查表 10-4 用插值法查表得 8 級精度，小齒非對稱 K H =1.458， 則 KH = K A K V K F K F =1 1.10 1.4 1.458=2.245 由式（ 10-12）得 9 《機械設計基礎》課程設計 K H =59.739 3 2.245 d1 d1t 3 =71.672mm K Ht 1.3 及相應齒輪模數 m= d1 cos / z1 71.672 cos14 /22=3.16mm (5)按齒根彎曲疲勞強度設計

29、 由 b =13.14 ， v = =3.544/cos 2 13.14=3.737 《機械 cos2 b 設計》公式（ 10-5） Y =0.25+0.75/ v =0.25+0.75/3.737=0.462 由圖 10-24c 查得 小齒輪 =600MPa, 大齒輪 ＝450 MPa 又因 查取齒形系數 YFa 1 2.65 ， YFa2 2.23 查取應力校正系數 YSa1 1.58 ，,1.85 由圖 10-22 查得彎曲疲

30、勞壽命系數 K FN 1 0.90 ， K FN 2 0.97 YFa1YSa1 2.65 1.58/432=0.00969 F 1 YFa 2 YSa2 2.23 1.85/350=0.01121 F 2 因大齒輪小于小齒輪，所以YFaYSa = YFa2 YSa2 0.01121 F F 2 2K ft T1Y cos2 YFa YSa mt 3 2 d z1 F 10 《機械設計基礎》課程設計 =

31、 3 2 1.3 5.826 10 4 2 0.426 cos2 14 0.01121 1.175 mm 1 22 (6) 調整齒輪模數 z1mt d1 1.175 22/cos14 =26.843mm cos V = d1 n1= 25.843 472.131 =0.6388m/s 60 1000 60 1000 b=φdd1t =1 25.843=25.843mm 齒寬比 b/h, h=(2ha*+C*)Mnt= （2 1+0.25） 1.175=2.644mm b

32、/h=25.843/2.644=9.77 計算實際載荷系數 K 根據 V=0.6388m/s，8 級精度，由圖 10-8 F, 查得動載系數 Kv=1.08 d 1 =74mm 由 F t1 =2T1 /d 1 =2 5.8263 4 3 10 /25.843=4.508 10 N d 2 =426mm 由 表 10-4 插 值 法 得 K H =1.440 ， 結 合 b/h=9.77 ， 由 圖 10-13 K f =1.36

33、m=2mm 則 K F K A K v K H K H 1 1.08 1.4 1.36=2.05632 3 KF =1.2655 3 1. 778 =1.4047mm Z1 =36 Mn=Mnt KFT 1. 3 由于齒面接觸強度 m大于彎曲 m，主要為彎曲， m=1.4047mmZ2 =209 調整為 m=2mm。按接觸疲勞強度算得分度圓直徑 d1=71.672mm 算出小齒輪的齒數 Z1=d1 cos /m=77.204cos14/2=34.836 ， 取 Z1=36，Z2 =

34、uZ1=4.64 36=207.094，取 Z 2 =209 3.2.3 、幾何尺寸計算 11 《機械設計基礎》課程設計 （ 1）分度圓直徑 d1 d1 mn Z1 73.469mm 74mm cos d2 d 2 mn Z 2 426.53mm 426mm cos （1）計算中心距 a z1 z2 mn =252.5mm，取中心距 250mm 2 cos （ 3）計算齒輪寬度： b d d1 73.469 mm 圓整后取

35、 b1 80mm，大齒輪寬度等于設計寬度 b2 72mm 齒面接觸疲勞強度校核 T1=72170N.mm，φd=1,d1=78.63,u=233/51=4.5686 KH=2.1,ZH=2.4,ZE=189.8MPa,Z =0.755 Z =0.986 H ） 2 2.1 72170 (4.647 1) 2.4 2KhT 1(u 1 ZhZeZ Z dd 1d1d1u 78.63 78.63 78.63 4.647 189.8 0.755 0.986 295.17 [ H

36、 ]  a=250mm b1 80mm b2 72mm β =11.478 =20 滿足齒面接觸疲勞強度條件。 1 =209，m=2， β=11.478 ， =20 ，a=250mm 所以 Z =36，取 Z2 齒寬 b 1 =80mm,b 2 =75mm,小齒輪材料 40Cr，大齒輪材料 45 鋼，

37、 8 級。 齒輪的主要參數 小齒輪材料 低速級 40Cr，大齒輪 36 209 齒數 材料 45 鋼， 8 中心距 250mm 級 模數 2mm 壓力角 20 0 齒寬 80mm 75mm 標準齒頂高系 1 12 《機械設計基礎》課程設計 標準頂隙系數 0.25 分度圓直徑 74mm 426mm Ⅱ軸 d=23mm 3.3 、軸設計計算 根據工作條件，初選軸的材料為 45 鋼

38、，調質處理。按照扭轉強度 法進行最小直徑估算，即：由式（ 15-2 ） Ⅲ軸 d=40mm dmin A3 P mm。算出軸徑時，若最小直徑軸段開有鍵槽，還要 n 考慮鍵槽對軸強度的影響。當該軸段界面上有一個鍵槽時， d 增大 5%-7%，當該軸段界面上有兩個鍵槽時， d 增大 10%-15%。由表 15-3 查 得 A=126~103，則取 A=120 Ⅱ軸 d 2 A3 P2 22.969mm, 一個鍵槽 d 增大 5%,選 d=23mm n2 Ⅲ軸 d3 A3 P3 39.543mm ，一個鍵槽 d 增大 5%

39、,選 d=40mm n3 （1）確定軸各段直徑和長度 各軸段直徑的確定 d12：與軸承相連，選用 7205C軸承所以為 25mm d23 ：提供軸承定位， d12+2h= 31mm d34: 軸間定位齒輪，為 d45+2h=36mm d45：固定齒輪為 30mm d56：過度軸為 26mm d67: 與軸承相連，選用 7205C軸承所以為 25mm d78: 與聯(lián)軸器相連， YL15 聯(lián)軸器為 24mm 各軸段長度的確定 l12 ：與軸承相連，選

40、用 7205C軸承所以為 25mm 13 《機械設計基礎》課程設計 l23 ：提供軸承定位， 16mm l34: 軸間定位齒輪， 10mm l45 ：固定齒輪為 78mm l56 ：過度軸為 44mm l67: 與軸承相連，選用 7205C軸承所以為 25mm l78: 與聯(lián)軸器相連， YL15聯(lián)軸器為 70mm (2) 軸強度的校核計算 軸所受的載荷是從軸上零件傳來的，計算時通常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點取為載荷分布段的中點。作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂寬度的中點算起。通常把軸當做置

41、于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點與軸承的類型和布置方式有關。 Ft =1586.078N Fa =332.91N F r =571.25 N 已知 T =58.263 N m ，齒輪分度圓直徑 d=73.469 mm， 則 14 《機械設計基礎》課程設計 齒輪圓周力： Ft 2T 1000 1586.078N

42、 dd 1 齒輪軸向力： Fa Ft tan 332.91N 齒輪徑向力： Fr Ft tan n 571.25 N cos T=58.2 N m 根據各軸段尺寸，根據軸承的 a=12.7, 求得跨距 L1=70 mm；L2=90.3 mm；L3=67.3 mm； B 點的水平支反力 FNH 1 Ft l3 2148.17N l3 l2 D 點的垂直反力 FNH 2 Ft l 2 398.726

43、N l3 l 2 B 點的垂直支反力 FNV 1 Fr l3 Fa 1/ 2d l3 l 2 322.84 N D 點的垂直支反力 FNV 2 Fr FNH 1 252.04 N 水平彎矩 M H FNH 2 l 3 25239.3558 N mm C 點右側垂直彎矩 M v1 FNV 1 l 2 29152.45 N mm 滿足強度要求 總彎矩 M 1 M H 2 M

44、V 1 2 57808.947 N mm 扭矩 T=58263.783 Nmm 進行校核是，通常只校核軸上受力最大彎矩和扭矩的截面（即 C 處右側的強度） , 取 0.3 ，查的軸 [ -1 ] 55 MPa d 3 bt (d t ) 2 W 2d 2156.9888 32 M 2 ( T )2 =28.68 MPa ca W 因為 ca < [ -1 ] 55.00 MPa， 故該軸滿足強度要求。 （3）Ⅲ軸確定軸各段直徑和長度

45、 結構示意如圖 15 《機械設計基礎》課程設計 各軸段直徑的確定 d12：與軸承相連，選用 7213AC軸承所以為 65mm d23 ：提供軸承定位， d12+2h= 74mm d34: 軸間定位齒輪，為 d45+2h=93.6mm d45：固定齒輪為 78mm d56：過度軸且定位軸承為 70mm d67: 與軸承相連，選用 7213AC軸承所以為 65mm d78: 與聯(lián)軸器相連， YLD10聯(lián)軸器為 45mm

46、 各軸段長度的確定 L12：與軸承相連，選用 7213AC軸承所以為 23mm L23 ：提供軸承定位為 11 mm L34: 軸間定位齒輪，為 11mm L45：固定齒輪為 73mm L56：過度軸且定位軸承為 47mm L67: 與軸承相連，選用 7213AC軸承所以為 23mm L78: 與聯(lián)軸器相連， YLD10聯(lián)軸器為 84mm 3.4 、軸承的選擇及校核 

47、 Fr1=879.342 N Fr2=815.932 N （ 1）滾動軸承的選擇，根據載荷以及速度情況，選擇軸承為角接觸球軸 承 。 選 擇 的 軸 承 型 號 為 ： 7205C。 其 基 本 參 數 查 表 得 ： Cr =16.5kN,Cr0 =10.5kN， e=0.4 Fa1=633.6468 N （ 2）滾動軸承的校核 1. 徑向載荷 Fr 根據軸的分析，可知： A 點總支反力 Fr1 =FRA=

48、879.342 N ，B 點總支 反力 Fr2 =FRB=815.932 N 。 2. 軸向載荷 Fa. 16 《機械設計基礎》課程設計 外部軸向力 Fae=322.91 N，從最不利受力情況考慮， Fae 指向 A 處 1 Fa2=310.3728 N 軸承（方向向左） ；軸承派生軸向力由角接觸球軸承的計算公式求 出:F d1=Fr1 0.4 =351.7368（方向向右）；Fd2=Fr2 0.4=326.3728 N（方向 向左）。 因為 Fae+Fd2=674.6468 N>351.7368 N，所以 D處軸承被壓緊，

49、B 處 e1 =0.4, 軸承放松。故： Fa1=Fae+Fd2=674.6468 N ， Fa2=Fd2=326.3728 N 。 e 2 =0.381 因 F a1 =0.0337， F a 2 =0.0165 co co 用線性法求得 e1 =0.4, e 2 =0.381 F =F 0.4 =351.7368N, F d2 =F 0.381=310.87N d1 r1 r2 Fa1=Fae+Fd2=633.78N， Fa2=Fd2=310.87 fd=1.1 F a1 =0.0316， F

50、a 2 =0.0155 co co 相差不大所以 e1 =0.4, e 2 =0.381 Fa1=Fae+Fd2=633.6468 N ， Fa2=Fd2=310.87 N 3. 當量動載荷 P 根據工況（無沖擊或輕微沖擊） ，查得載荷系數 f d=1.1 。 P1 >P 2 1 軸承：因 Fa1/F r1 =0.7207 >0.4 ，查表 13-5 可知： X 1 =0.44 ， Y1 =1.4 P1 =f P（ 0.4F r1 +1.4Fa1）=1401.623 N 2 軸承：因 F /F =0.36

51、 >0.38=e ，查表 13-5 可知： a2 r2 X 2 =1， Y2 =0 軸承具有足夠壽 命 P2 =f P（ 1Fr2 ）=897.5252 N 因 P1>P2，故只需驗算 1 軸承。軸承預期壽命與整機壽命相同， 為 5（年） 300（天） 16（小時） =24000h。 Lh 106 ( ft Cr ) =363740.87 h>24000h 。 60n2 P1 其中，溫度系數 ft =1.2（軸承工作溫度小于 120 度），軸承具有足夠壽 1

52、7 《機械設計基礎》課程設計 命。 3.5 、鍵聯(lián)接選擇與強度的校核計算 軸 2 的與齒輪相連平鍵 b h l=8 770，軸 2 的與聯(lián)軸器相連平鍵 bh l=8 7 63。軸 3 與齒輪相連平鍵 b h l=22 14 70，軸 3 與聯(lián)軸器相連平鍵 b h l=14 9 80。 [ p ] 150MPa 軸二鍵的工作長度為 l=L-b=70-8=62mm，輪轂鍵槽的接觸高度為 k=h/2=3mm，據齒輪材料為鋼，載荷有輕微沖擊，查得 [ p ] 150MPa， 則其擠壓強度

53、 滿足強度要求 2T 10 3 p 15.857 MPa [ p ] ，滿足強度要求。 kld 軸二與聯(lián)軸器相連鍵 2T 103 p ] p 25.222 MPa [ kld 2T 103 p ] 軸三與齒輪相連鍵 p 26.2698 MPa [ kld 2T 103 p ] T=48.263 N m 軸三與聯(lián)軸器相連鍵 p 51.5133 MPa [ kld 所以都滿足強度要求。

54、 3.6 、聯(lián)軸器的選擇 K A =1.3 軸二與帶輪相連伸出端直徑 D 24 mm，根據《機械設計課程設 計》表 6.6 選取聯(lián)軸器： YLD5，軸三伸出端直徑 D=45mm，表 6.6 選取聯(lián)軸器： YLD10。 符合要求 ，查得工況系數 K =1.3 ， 軸二聯(lián)軸器所傳遞的轉矩 T=48.263 N m A 聯(lián)軸器承受的轉矩為 TcaK A T 60.2 N m 查得該聯(lián)軸器的公稱轉矩為 63 N m ，因此符合要求。 軸二

55、聯(lián)軸器所傳遞 的轉 矩 T=344.263 N m ，查得工況系數 18 《機械設計基礎》課程設計 KA=1.3 ，聯(lián)軸器承受的轉矩為 Tca K A T 447.287 N m 查得該聯(lián)軸器的公稱轉矩為 630 N m ，因此符合要求。 3.7、箱體的結構設計以及潤滑密封 箱體是加速器中所有零件的基座，是支承和固定軸系部件、保證 傳動零件正確相對位置并承受作用在減速器上載荷的重要零件。箱體 一般還兼作潤滑油的油箱。機體結構尺寸，主要根據地腳螺栓的尺寸， 再通過地板固定

56、，而地腳螺尺寸又要根據兩齒輪的中心距 a 來確定。 設計減速器的具體結構尺寸如下表： 箱體的結構設計 名稱 符號 單位 尺寸 機座、機蓋壁厚 mm 10 機座、機蓋凸緣厚度 b1 mm 25 地腳螺釘直徑 d f mm 22 軸承座端面到內壁的距離 l 2 mm 30 齒輪端面到內壁的距離 2 mm 20 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d1 mm 16 機蓋機座聯(lián)接螺栓直徑 d2 mm 12 軸承端蓋螺釘直徑 d3 mm 10 3.8 、軸承的密封 密封件的選擇上

57、選氈封油圈，主要是考慮結構比較簡單，由于減 速器結構簡單，氈封油圈的條件已經滿足減速的設計要求。并且氈封 油圈工作性能可靠。選擇的氈圈材料是半粗羊毛氈，型號為氈圈 56 19 《機械設計基礎》課程設計 JB/TQ4606 3.9 、 減速器潤滑方式 減速器的潤滑方式選擇為油潤滑，油潤滑主要適用于圓周速度 v<12m/s 的齒輪傳動。傳動件浸入有種的深度要適當， 既要避免攪油損 失太大，又要保證充分的潤滑。油池要有一定的深度和貯油量。

58、 20 《機械設計基礎》課程設計 4、設計小結 三個星期的設計有付出也有收獲。 通過三個星期的設計，使我對機械設計 有了更多的了解和認識。 是我們真正理論聯(lián)系實際、 深入了解設計概念和設計過程的 實踐考驗。一開始是對整個任務進行總體設計， 在腦海中勾勒出

59、大概輪廓。 根據所給條件進行計算選擇出合適的傳動裝置。軸的設計校核是一項較 復雜的項目，其中 運用了《機械原理》、《機械設計》、《理論力學》、《材料力學》、 《互換性與技術測量》、《工程材料》、《機械設計課程設計》等知識。 首先，估算出 大概直徑，接著精確計算并校核，接著設計箱體。這中間還包括各種附 件的選擇等。其次，設計傳動零件，繪制零件圖、裝配圖，寫設計說明 書。我遇到了許多困難 , 一遍又一遍的計算 , 一次又一次的設計方案修改， 這都暴露出了前期我在這方面的知識欠缺和經驗不足。 通過這次設計讓充分的認識了自

60、己之前所學知識的質量不高，運用 能力不強。幸好有老師同學的幫助，讓我能夠順利完成此次設計。通過 這次設計我對自己的設計能力有了一定的認識。對我在理論聯(lián)系實際以 及綜合運用機械設計及先前有關課程知識的運用于掌握有了一定的提 高。從中也初步的了解了一些生產實際的情況。對我解決工程實際問題 的能力有了一定的提高。最后我想說，感謝老師的辛勤付出讓我有了這 樣的進步。老師您辛苦了！ 21 《機械設計基礎》課程設計

61、 5 、參考文獻 ［ 1］ 周元康，林昌華，張海兵． 機械設計課程設計 (修訂版 ).重慶：重慶大學出版社， 2007 ［ 2］ 濮良貴，陳國定，吳立言．機械設計（第九版） ．北京：高等教育出版社， 2012 22