带式输送机传动装置设计 新改

1、带式输送机传动装置设计目 录引言11 传动装置总体设计方案31.1 方案的设定31.2 电动机的选择41.2.1 选择电动机类型41.2.2选择电动机容量41.2.3选择电动机转速41.3确定传动装置的传动比52 设计V带和带轮73 齿轮的设计83.1选定齿轮类型、精度等级、材料、齿数并初选螺旋角83.2初步设计齿轮主要尺寸93.3齿轮主要几何尺寸103.4校核齿轮弯曲疲劳强度103.5结构设计114传动轴的设计124.1轴的设计124.2齿轮轴的设计17 4.3滚动轴承的校核185 键联接的设计196 箱体结构的设计197 润滑密封设计21设计小结21参考文献23致谢24带式输送机传动装置设

2、计引言带式输送机是一种摩擦驱动以连续方式运输物料的机械。主要由机架、输送皮带、皮带辊筒、张紧装置、传动装置等组成。它可以将物料在一定的输送线上，从最初的供料点到最终的卸料点间形成一种物料的输送流程。它既可以进行碎散物料的输送，也可以进行成件物品的输送。除进行纯粹的物料输送外，还可以与各工业企业生产流程中的工艺过程的要求相配合，形成有节奏的流水作业运输线。 带式输送机可以用于水平运输或倾斜运输，使用非常方便，广泛应用于现代化的各种工业企业中，如：矿山的井下巷道、矿井地面运输系统、露天采矿场及选矿厂中。 (1) 研究的意义带式输送机在科学进步之生活历史中,传统之搬运工具用于中国之万里长城和埃及的金

3、字塔,虽然在当时非常的辉煌,然而在时光的流转下,渐渐的被淘汰.带式输送机在工业革命后渐进的发展,由于带式输送机具备省力,经济,快速安全的因素,被广泛的使用,三十多年来转向高能量,快速度之方向发展,每日从数万里外运送数十万吨之材料并非难事,因此使带式输送机被加倍的重视.而且在工业中带式输送机在运输方面已经是不可或缺的了,在设计带式输送机时首先我们须要依照指导去推论及构思输送机的图,经过一再的审核才将图面做出。(2) 国外带式输送机技术的现状国外带式输送机技术的发展很快，其主要表现在2个方面：一方面是带式输送机的功能多元化、应用范围扩大化，如高倾角带输送机、管状带式输送机、空间转弯带式输送机等各种

4、机型；另一方面是带式输送机本身的技术与装备有了巨大的发展，尤其是长距离、大运量、高带速等大型带式输送机已成为发展的主要方向，其核心技术是开发应用于了带式输送机动态分析与监控技术，提高了带式输送机的运行性能和可靠性。目前，使用的带式输送机已达到主要技术指标，其关键技术与装备有以下几个特点：1) 设备大型化。其主要技术参数与装备均向着大型化发展，以满足年产300500万t以上高产高效集约化生产的需要。2) 应用动态分析技术和机电一体化、计算机监控等高新技术，采用大功率软起动与自动张紧技术，对输送机进行动态监测与监控，大大地降低了输送带的动张力，设备运行性能好，运输效率高。3) 采用多机驱动与中间驱

5、动及其功率平衡、输送机变向运行等技术，使输送机单机运行长度在理论上已有受限制，并确保了输送系统设备的通用性、互换性及其单元驱动的可靠性。4) 新型、高可靠性关键元部件技术。包含CST等在内的各种先进的大功率驱动装置与调速装置、高寿命高速托辊、自清式滚筒装置、高效贮带装置、快速自移机尾等。如英国FSW生产的FSW1200/（23）×400（600）工作面顺槽带式输送机就采用了液粘差速或变频调速装置，运输能力达3000 t/h以上，它的机尾与新型转载机（如美国久益公司生产的S500E）配套，可随工作面推移而自动快速自移、人工作业少、生产效率高。(3) 国内带式输送机的前景我国生产制造的带

6、式输送机的品种、类型较多。在“八五”期间，通过国家一条龙“日产万吨综采设备”项目的实施，带式输送机的技术水平有了很大提高，煤矿井下用大功率、长距离带式输送机的关键技术研究和新产吕开发都取得了很大的进步。如大倾角长距离带式输送机成套设备、高产高效工作面顺槽可伸缩带式输送机等均填补了国内空白，并对带式输送机的减低关键技术及其主要元部件进行了理论研究和产品开发，研制成功了多种软起动和制动装置以及以PLC为核心的可编程电控装置，驱动系统采用调速型液力偶合器和行星齿轮减速器。1 传动装置总体设计方案1.1 方案的设定本组设计数据：运输带工作拉力F=2300N。运输带工作速度v=1.2m/s。 卷筒直径D

7、=240mm。(1) 外传动机构为V带传动。(2) 减速器为单级斜齿圆柱齿轮减速器。图1-1 传动装置总体设计方案简图1.V带传动 2.运输带 3.单级斜齿圆柱齿轮减速器 4.联轴器 5.电动机 6.卷筒(3) 方案简图如上图(4) 该方案的优缺点：该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分为单级斜齿圆柱齿轮减速器，这是单级圆柱齿轮中应用较广泛的一种。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条

8、件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。1.2 电动机的选择1.2.1 选择电动机的类型 按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，额定电压380V。1.2.2 选择电动机的容量 工作机的有效功率为 从电动机到工作机传送带间的总效率为 可知7：V带传动效率 0.96 ：滚动轴承效率 0.99（球轴承） ：齿轮传动效率 0.97 （8级精度一般齿轮传动）：联轴器传动效率 0.99（弹性联轴器）：卷筒传动效率 0.96所以电动机所需工作功率为 1.2.3 确定电动机转速 单级圆柱齿轮减速器传动比1而工作机卷筒轴的转速为 所以电动机转速的可选范围为符合这

9、一范围的同步转速有、1000r/min和1500r/min两种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1500r/min的电动机1。根据电动机类型、容量和转速，选定电动机型号为Y100L2-41。其主要性能如下表：表1-1 Y100L2-4型电动机主要性能电动机型号额定功率/kw满载转速/(r/min)启动转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩Y100L2-4314302.22.3电动机的主要安装尺寸和外形如下表：图1-2 电动机主要安装尺寸和外形图 表1-2电动机主要安装尺寸表中心高外型尺寸L×（AC/2+AD）×HD底脚安装

10、尺寸A×B地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸D×E装键部位尺寸F×GD100380× 332.5× 245160 ×1401228× 608 ×28.0091.3 确定传动装置的传动比总传动比为 考虑润滑条件等因素1，初定计算传动装置的运动和动力参数 (1) 各轴的转速I轴 II轴 III轴 卷筒轴 (2) 各轴的输入功率 I轴 II轴 III轴 卷筒轴 (3) 各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩为 I轴 II轴 III轴 卷筒轴 将上述计算结果汇总于下表：表1-3各轴运动和动力参数轴名功率P/kw转矩T/(N·mm

11、)转速n/(r/min)传动比效率I轴3.212.14×10414303.70.95II轴3.057.53×104386.540.96III轴2.932.89×10596.610.98卷筒轴2.872.83×10596.62 设计V带和带轮电动机输出功率，转速，带传动传动比i=4，每天工作16小时。(1) 确定计算功率工作情况系数1，故 (2) 选择V带类型 由，选用A型带1。(3) 确定带轮的基准直径并验算带速1) 初选小带轮基准直径 选取小带轮基准直径1，而， 其中H为电动机机轴高度，满足安装要求。2) 验算带速因为，故带速合适1。3) 计算大带轮的

12、基准直径选取2，则传动比，从动轮转速 (4) 确定V带的中心距和基准长度 1) 由式得 ，取2) 计算带所需的基准长度选取V带基准长度23) 计算实际中心距(5) 验算小带轮上的包角 (6) 计算带的根数Z 1) 计算单根V带的额定功率 由和，得2。 根据，和A型带，得2。 根据，2，于是 2) 计算V带的根数Z 所以取4根。 (7) 计算单根V带的初拉力的最小值 由A型带的单位长度质量2，所以应使带的实际初拉力。 (8) 计算压轴力压轴力的最小值为 (9) 带轮的结构设计小带轮采用实心式，大带轮为辐条式，取单根带宽为13mm，取带轮宽为35mm2。3 齿轮的设计3.1 选定齿轮类型、精度等级

13、、材料、齿数并初选螺旋角 (1) 按简图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。 (2) 运输机为一般工作机器，载荷较平稳，速度不高，故选用8级精度3。 (3) 材料选择。大小齿轮都选用45钢调质处理，齿面硬度分别为220HBS,260HBS,二者材料硬度差为40HBS3。 (4) 选小齿轮齿数3，则大齿轮齿数 (5) 初选螺旋角=13°3.2 初步设计齿轮主要尺寸 (1) 设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。(2) 按齿面接触疲劳强度设计。 确定式中各项数值：因载荷较平稳，初选=1.53取 3；材料的弹性影响系数3；取 3；一般取Z=0.750.883，因齿

14、数较少，所以取由式N,3；，；取 4取 设计齿轮参数修正： 查得9 ；一般斜齿圆柱齿轮传动取4，此处则 选取第一系列标准模数3.3 齿轮主要几何尺寸： 圆整中心距，取则 计算分度圆直径和齿宽 3.4 校核齿根弯曲疲劳强度 (1) 确定公式内的各计算数值取 =0.7，5小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限5；取弯曲疲劳寿命系数，5；计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，应力修正系数Y=2,有计算载荷系数： 查取齿形系数： 查得应力校正系数： 5 5(2) 校核计算因此齿根弯曲疲劳强度足够。由于齿轮的模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定

15、的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.71并就近圆整为标准值m=2mm，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数。 轮齿数，取。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。3.5 结构设计 首先考虑大齿轮，因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式结构为宜。其次考虑小齿轮，由于小齿轮齿顶圆直径较小，若采用齿轮结构，不宜与轴进行安装，故采用齿轮轴结构，其零件图见滚动轴承和传动轴的设计部分。4 传动轴的设计4.1 轴的设计 (1) 输出轴上的功率、转速和转矩 由上可知， (2

16、) 求作用在齿轮上的力 因已知低速大齿轮的分度圆直径 得 (3) 初步确定轴的最小直径材料为45钢，调质处理。取6，于是，由于键槽的影响，故 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩，取6，则：按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，选用LX3型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为7。半联轴器的孔径，故取半联轴器长度L=82mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=60mm。(4) 轴的结构设计1) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 a.为了满足半联轴器的轴向定位要求，由图4-3得，-段右端需制出一轴肩，故取-

17、段的直径；左端用轴端挡圈定位。半联轴器与轴配合的毂孔长度，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-段的长度应比小，现取。 b.初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用深沟球轴承。按照工作要求并根据，选取轴承代号为7009AC的角接触球轴承，其尺寸为7，故；而。 c.取安装齿轮处的轴端-的直径7；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的跨度为55mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径。轴环宽度，取。 d.轴承端盖的总宽度为(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端

18、盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离，故。 e.取齿轮距箱体内壁的距离，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取，已知滚动轴承宽度，大齿轮轮毂长度，则 至此，已初步确定了轴的各段和长度。2) 轴上零件的周向定位轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。我们按查得平键的截面8，键槽用键槽铣刀加工，长为，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配额为H7/n6；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为，半联轴器与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。3) 确定轴

19、上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为8。(5) 求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。作为简支梁的轴的支撑跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算处的截面C处的、及的值列于下表：表4-1 截面C处的MH、MV、及M的值载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩 ，扭矩T图4-1 轴的弯矩图图4-2 轴的扭矩图(6) 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据表4-1的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力。前已选定轴的材料为45钢，调质处理，

20、由8，因此，故安全。(7) 精确校核轴的疲劳强度 1) 判断危险截面由图4-1、4-2可以看出，截面A、B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A、B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上最然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面显然更不必校核。截面为

21、危险截面，截面的左右两侧均需校核。2) 截面左侧 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面左侧的弯矩M为 截面 上的扭矩T为 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 弯曲正应力为对称循环弯应力，扭曲切应力为脉冲循环应变力 ,轴的材料为45钢，调质处理， ，9截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及，因， ，可得： ，9 又经插值可得轴的材料的敏性系数为 ，9故有效应力集中系数为 已知10 ，扭转尺寸系数10按磨削加工，由， 10轴未经表面强化处理，即10，则综合系数为 已知碳钢的特性系数10 ，取 ，取于是，计算安全系数值，则 故可知其安全。 3) 截面右侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面右侧的弯矩M为

22、 截面 上的扭矩T 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 弯曲正应力为对称循环弯应力，扭转切应力为脉冲循环应变力， ,过盈配合处的，取10，用插值法得 ， 轴按磨削加工，由，10，故得综合系数为 所以轴在截面右侧的安全系数为 故该轴在截面右侧的强度也是足够的。4.2 齿轮轴的设计 (1) 输出轴上的功率、转速和转矩由上可知， (2) 求作用在齿轮上的力因已知低速小齿轮的分度圆直径 得 716.4N(3) 初步确定轴的最小直径材料为45钢，调质处理。取C=12011，于是 的影响，故图4-3 齿轮轴横截图输出轴的最小直径显然是安装带轮处的直径，取，根据带轮结构和尺寸，取。(4) 齿轮轴的结构设计

23、1) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a.为了满足带轮的轴向定位要求，由图4-3得，-段右端需制出一轴肩，故取-段的直径； b.初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用深沟球轴承。按照工作要求并根据，选取轴承代号为7007AC的角接触球轴承，其尺寸为6，故；而。 c.由小齿轮尺寸可知，齿轮处的轴端-的直径，。轴肩高度，故取，则轴环处的直径。轴环宽度，取。 d.轴承端盖的总宽度为(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离，故。 e.取齿轮距箱体内壁的距离12，考虑到箱体的铸造误差，在确定

24、滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取，已知滚动轴承宽度，则 至此，已初步确定了轴的各段和长度。2) 轴上零件的周向定位 带轮与轴的周向定位均采用平键连接。查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为13。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。3) 确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端圆角13。4.3 滚动轴承的校核 轴承的预计寿命 (1) 已知，两轴承的径向反力由选定的角接触球轴承7009AC，轴承内部的轴向力 (2) 由输出轴的计算可知因为，故轴承被“压紧”，轴承被“放松”，得： (3) ，已知13， 由于 ，故; ,故 (4) 计算当量载荷、取13，则 (5) 轴承寿

25、命计算 由于，取，取14，角接触球轴承，取，取 7009AC型角接触球轴承的7，则 故满足预期寿命。5 键联接设计(1) 带轮与输入轴间键的选择轴径，轮毂长度，选A型平键，其尺寸为，(GB/T 1095-2003) 14。(2) 输出轴与齿轮间键的选择轴径，轮毂长度，选A型平键，其尺寸为，(GB/T 1095-2003) 14。(3) 输出轴与联轴器间键的选择轴径，轮毂长度，选A型平键，其尺寸为，(GB/T 1095-2003) 14。6 箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用H7/is6配合。(1) 机体有足够的刚度在机体为

26、加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度。(2) 考虑到机体内零件的润滑，密封散热因其传动件速度小于12m/s，故采用浸油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H大于40mm。为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为。(3) 机体结构有良好的工艺性铸件壁厚为8mm，圆角半径为R=5。机体外型简单，拔模方便。(4) 对附件设计 1) 视孔盖和窥视孔:在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，

27、用M8紧固。2) 油螺塞:放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。3) 油标:油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。4) 通气孔:由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡。5) 位销:为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度。.6) 吊钩:在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运

28、较重的物体。表6-1 减速器机体结构尺寸名称符号计算公式结果箱座壁厚10箱盖壁厚18箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度15箱座底凸缘厚度25地脚螺钉直径M16地脚螺钉数目查手册154轴承旁联接螺栓直径M12机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）M8轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）M8视孔盖螺钉直径=（0.30.4）M5定位销直径=（0.70.8）6，至外机壁距离查表11-21516 18 14，至凸缘边缘距离查表11-21522 16外机壁至轴承座端面距离=+（812）48大齿轮顶圆与内机壁距离>1.210齿轮端面与内机壁距离>11机座肋厚m轴承端盖外径D2D2=D+（55.5）11

29、57 润滑密封设计对于单级斜齿圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度。油的深度为H+，H=30 =34。所以H+=30+34=64其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。从密封性来讲为了保证机盖与机座连接处密封，凸缘应有足够的宽度，连接表面应精刨，密封的表面要经过刮研。而且，凸缘连接螺柱之间的距离不宜太大，并均匀布置，保证部分面处的密封性。轴承端盖采用嵌入式端盖，易于加工和安装。设计小结设计时碰到的主要困难是，传动方案的选定：方案选择的主要依据是性能和经济成本之间的权衡。从相关手册中查各级

30、传动的传动比的合理范围，进而得到此装置的总传动比。传动比太小不能有效地发挥其性能；传动比太大就会因材料性能达不到要求、结构不合理产生危险。整个设计过程中要注意随时整理计算结果，并在设计草稿本上记下重要的论据，结果，参考资料的来源以及需要进一步探讨的问题，使设计的各方面都做到有理有据。设计中要正确处理参考已有资料和创新的关系。熟悉和利用已有的资料，既可避免许多重复的工作，加快设计进程，同时也是提高设计质量的重要保证。善于掌握和使用各种资料，如参考和分析已有的结构方案，合理选用已有的经验设计数据，也是设计工作能力的重要方面。在教师的指导下订好设计进程计划，注意掌握进度，按预定计划保证质量完成设计任

31、务。机械设计应边计算，边绘图，边修改，设计计算与结构设计绘图交替进行，这与按计划完成设计任务并不矛盾，应从第一次设计开始就注意逐步掌握正确的设计方法。 在这次的课程设计过程中,综合运用先修课程中所学的有关知识与技能,结合各个教学实践环节进行机械课程的设计,一方面,逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力,特别是提高了分析问题和解决问题的能力,为我们以后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚实的基础。 本次设计的重要内容之一就是资料的整理查找。手中必须要有资料、手册，要不凭空设计是不能设计出来什么有价值的东西的。相关的手册。资料是亿万从业人员的经验总结，自己不可能全部从生产中直接总结获得，需要自己懂得借鉴前人的成果。这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想;训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,结合生产实际反系和解决工程实际问题的能力，巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。参考文献 1 徐锦康，机械设计M，北京：高等教育出版社，1996.4-9：68-224 2 朱理等，机械原理M，北京：高等教育出版社，2004.7（1）：241-265 3 霍光青 刘洁等，工程制图M，北京：中国林业出版社，2002.3：66-12