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1、汽车设计课程设计说明书娄底职业技术学院毕业设计说明书类型:产品设计工艺设计方案设计指导老师:二级学院:机电工程学院专业:机电一体化班级:16机电一班学号:姓名:2018年12月31日题目:汽车后桥传动系统设计摘要半轴齿轮垫片,行星齿轮垫片,两个半轴齿轮和行星齿轮轴等共同构成了对称式的圆锥齿轮差速器装置。正是因为它所特有的各项优点,使得它能够被广泛地应用在各种汽车之中。本文依照传差速器的设计方案,对2吨货车车型数据为设计参数作出了差速器的设计。利用对差速器齿轮相关参数的挑选、几何计算确定此差速器的外形、结构,并进行强度计算,保证此圆锥行星齿轮差速器强度达到工作要求。最后,选择差速器的材料和制造工
2、艺。关键词:行星齿轮、差速器、圆锥齿轮目 录第一部分 差速器设计及驱动半轴设计1 车型数据 32 普通圆锥齿轮差速器设计42.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理 4 2.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构42.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计和计算52.3.1 差速器齿轮的基本参数的选择52.3.2 差速器齿轮的几何计算92.3.3 差速器齿轮的强度计算102.3.4差速器齿轮的材料123 驱动半轴的设计 143.1 半浮式半轴杆部半径的确定143.2 半轴花键的强度计算163.3 半轴其他主要参数的选择173.4半轴的结构设计及材料与热处理17第二部分 6109客车总体设计要求 19
3、1. 6109客车车型数据 191.1尺寸参数 191.2质量参数 19 1.3发动机技术参数 191.3传动系的传动比 191.5轮胎和轮辋规格 202. 动力性计算 202.1发动机使用外特性 20 2.2车轮滚动半径 20 2.3滚动阻力系数f 202.4空气阻力系数和空气阻力 202.5机械效率 20 2.6计算动力因数 20 2.7确定最高车速 22 2.8确定最大爬坡度 22 2.9确定加速时间 23 3.燃油经济性计算 23 4.制动性能计算234.1最大减速度234.2制动距离S234.3上坡路上的驻坡坡度i1max:244.4下坡路上的驻坡坡度i2max:24 5. 稳定性计
4、算 24 5.1纵向倾覆坡度:245.2横向倾覆坡度 24 N 结束语 24 参考文献 26 第一部分 凸块式滑动齿轮差速器的设计1 车型数据1.1参数表参数名称 数值 单位汽车布置方式 前置后驱 总长 4320 mm 总宽 1750 mm 轴距 2620 mm前轮距 1455 mm后轮距 1430 mm整备质量 1480 kg总质量 2100 kg发动机型式 汽油 直列 四缸 排量 1.993 L最大功率 76.0/5200 KW最大转矩 158/4000 NM 压缩比 8.7:1离合器 摩擦式离合器 变速器档数 五档 手动轮胎类型与规格 185R14 km/h转向器 液压助力转向前轮制动器
5、 盘后轮制动器 鼓 前悬架类型 双叉骨独立悬架后悬架类型 螺旋弹簧最高车速 140 km/h2 凸块式滑动齿轮差速器设计机动车正常工作的时候左,右车轮在相同时间里所滚过的路程通常是不相同的。比方说,其进入弯道后,内向车轮与外向车轮所经过的弧长明显存在差别,也就是说外向车轮所碾过的弧长要比内向车轮碾过的弧长大一些;机动车在存在坑洼地带的路面上行进的时候,因为路面波形的差异也将使得车辆两边的车轮经过的路程存在差异;尽管在笔直的公路上前进,因为胎压值大小、轮胎所收负荷的大小、轮胎表层被磨损水平的差异以及制造时产生的各项差异等因素的作用,同样这将导致左、右车轮由于滚动半径的差异将使左、右车轮所碾过的路
6、径长度存在差异。当汽车在正常前进的过程中,若使驱动桥内部的左、右车轮进行刚性连接的话,该车在行驶的过程就肯定会让驱动轮在路面上出现滑移等状况。该种情况很容易让轮胎表层的磨损程度提升以及功率与燃料的消耗增加,同时也将使得转向和可操纵性下降。要想避免该类状况的出现,机动车左、右驱动轮间均安装了轮间差速器这一装置,进而确保了驱动桥两侧车轮在行进距离存在差异的时候仍然可以保持一样的旋转角速度,符合了机动车行驶运动学的相应条件。机动车上的差速器的作用是在两输出轴之间对转矩进行分配,从而确保两输出轴能够在不同的角速度下进行旋转。对于差速器装置来说,其存在大量的类别,该设计里面,所使用的是该装置是常用对称式
7、的。2.1 滑动齿轮差速器的差速原理图2-1 差速器差速原理 从图2-1中的内容,可以发现该类别的差速器装置属于一类行星齿轮机构。差速器壳3和行星齿轮轴5进行整体连接,就变为了行星架装置。由于其且和主减速器装置的从动齿轮6进行了连接,所以其是主动件,若令它的角速度大小是;那么它的角速度就为与。 若行星齿轮仅与行星架一同围绕差速器装置的旋转中心进行公转的时候,那么,位于相同半径中A、B、C这几个点它们的圆周速度均一样,它的大小可记为。所以可知=,也就是差速器装置的效果无法正常发挥,并且半轴与差速器壳3装置的角速度完全相同。行星齿轮4在围着轴5进行自转的同时还进行公转的时候,此刻啮合中的A点的与的
8、和等于,但是啮合中B点的与的差等于。则+=(+)+(-)即 + =2 (2-1) 若角速度以每分钟转数表示,则 (2-2)方程(2-2)适用于两个半径数值大小一致的半轴齿轮装置,差速器装置为圆锥齿轮型并呈现出对称式的状态,对其运动特征进行探究而列举出的方程式。式子和行星齿轮的转速不发生关系,差速器壳转速数值乘二与半轴齿轮(位于左右两侧)转速相加。所以当机动车处于行进状态的时候,能够利用行星齿轮进行自转,让两边的驱动车轮得以在地表以一定的转动速度进行滚动而不发生滑动现象。此外还能从式子中得出以下结论:出现一侧的半轴齿轮不发生转动(即转速=0),不论在哪一侧发生,另一侧的转速数值都等于两倍的差速器
9、壳的转速数值;出现差速器壳不发生转动的情况下,假使一边的半轴齿轮出现转动的原因是由于外来力矩,则另一边的半轴齿轮将出现反向转动的现象,且转速大小是完全一致的。2.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构半轴齿轮垫片,行星齿轮垫片,两个半轴齿轮和行星齿轮轴等共同构成了对称式的圆锥齿轮差速器装置,可以见图3-2中的内容。其优点有:制造工艺简便等,因此已经被各类车辆所应用。图2-2 一般的对称式圆锥行星齿轮差速器装置2.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计和计算差速器需要在主减速器的从动齿轮选取阶段考虑它的安装问题,其原因在于从动齿轮的安装位置在差速器壳上。另外差速器装置的整体大小也由主减速器从动齿轮轴承支
10、承座及主动齿轮导向轴承座的影响。2.3.1 差速器齿轮的基本参数的选择1.行星齿轮数目的选择 载货汽车采用2个行星齿轮。 2.行星齿轮球面半径的确定 圆锥式的行星齿轮转速器在确定结构尺寸时,必须将下面的内容进行充分地思考:的数值能够被当成差速器装置的圆锥齿轮节锥距,这代表了行星齿轮选取的大小,在一定程度上可以映射出差速器装置强度大小值。 球面的半径能够依照下面的方程来进行计算: mm 12(2-3) 方程里面:行星齿轮球面的半径系数值 T计算转矩计算转矩的计算 (2-4) 式中车轮的滚动半径, =0.398migh变速器装置量高档的传动比主减速器其减速的形式可以根据i0值,即主减速比进行确定,
11、数值需要适应汽车总布置规定的离地间隙。将相应的参数均代入(2-4)得出 i=5.88从动锥齿轮计算转矩Tce (2-5) 式中:Tce计算转矩,Nm;Temax最大的转矩(发动机);n计算驱动桥数,1;if变速器传动比,if=3.704;i0传动比(主减速装置)传动效率(变速装置)k液力变矩器变矩系数,K=1;i1变速器最低挡传动比,i1=1;代入式(2-5),有: Tce=3320.4 Nm主动锥齿轮计算转矩T=896.4Nm依照上面的方程内容,令=2.7也就是0.04米,因此A值为0.04米3.行星齿轮与半轴齿轮的选择齿轮强度与齿轮齿数直接关联,所以通过减少行星齿轮齿数提高模数能够加强它的
12、强度。其齿数一般是在十四个到二十五个之间,并且大部分机动车的齿轮数目多于十个。一般来说机动车半轴齿轮和行星齿轮两者齿数之比,即/,数值介于1.5和2.0之间。 在核定清楚差速器装置的行星齿轮和半轴齿轮齿数的情况下,需要想清楚二者的相关关联。因此圆锥式的行星齿轮差速器装置,其两边的半轴齿轮齿数和的和需要符合整除行星齿轮数的要求,如果不符合,则差速器不能安装。整合符合其要求并列举方程式: (2-6) 方程里面:,半轴齿轮齿数 行星齿轮数目; 任意整数。在此=12,=20 满足以上要求。4.差速器 圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定 首先初步求出行星齿轮与半轴齿轮的节锥角, =30.96 =9
13、0-=59.03 再依照以下方程算得圆锥齿轮的相关模数值m m=3.35 查阅文献3 取m=4mm得=48mm =420=80mm 5.压力角现今,机动车差速器装置的齿轮均使用二十二点五度的压力角,其齿高的相关参数是零点八,且齿数能够缩减到十。所以该类齿形的最小齿数较二十度压力角的齿数要少很多,因此能够使用较大的模数来增强轮齿的强度值。6. 行星齿轮安装孔的直径及其深度L行星齿轮轴其理论大小和它的实际操作中的孔径的大小完全都是一致的,轴上行星齿轮的支撑大小与其深度值是完全相同的,一般记为: 方程里面:传递的转矩(差速装置) 行星齿轮的数目;在此为4 行星齿轮支承面中间位置到锥顶的长度值d是半轴
14、齿轮齿面宽中间位置半径的二倍 支承面的许用挤压应力值根据上式 =64mm =0.564=32mm 18.4mm 20mm2.3.2 差速器齿轮的几何计算表3-1汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算用表序号项目计算公式计算结果1行星齿轮齿数10,应尽量取最小值=122半轴齿轮齿数14=b=(1/4) A;b不大于十米0.02m 续表 序号项目计算公式计算结果5工作齿高=6.4mm6全齿高7.2037压力角22.58轴交角=909节圆直径; 10节锥角,=30.96,11节锥距=40mm12周节=3.1416=12.56mm13齿顶高;=4.14mm=2.25mm14齿根高=1.801-;=1.80
15、1-=3.101mm;=4.811mm15径向间隙=-=0.179+0.049=0.812mm16齿根角=;=4.32; =6.9817面锥角;=35.28=66.0118根锥角;=26.64=52.0519外圆直径;mmmm20节圆顶点至齿轮外缘距离mmmm续表序号项目计算公式计算结果21理论弧的齿厚 =5860 m=6520 m22齿侧的空隙大小0.236mm0.241mm=261 m23弦齿厚=5.269mm=6.49mm24弦齿高=4.29mm=2.32mm2.3.3 差速器齿轮的强度计算差速器齿轮所承担的负荷比较大,并且不能如主减速器的齿轮一般时常保持啮合,它所受到的结构方面的限制也
16、较大。齿轮的啮合传动状态只在汽车处于转弯行驶,一侧轮胎打滑或是汽车两侧轮行驶的路程不同时发生。进而可以得知一定要进行的就是对弯曲强度的校核工作 MPa (3-6) 方程里:差速器装置的行星齿轮传输到半轴齿轮的转矩大小,相应的方程为 在此为498.06Nm; 差速器的行星齿轮数; 半轴齿轮齿数;当时,在此0.629图1-2 弯曲计算用综合系数根据上式=478.6MPa980 MPa所以,差速器齿轮满足弯曲强度要求。这部分图表中的数据参照了文献1里面的相关内容。2.3.4差速器齿轮的材料主减速与差速器齿轮完全相同,都是由渗碳合金钢所制得的,现在它们的制作材料通常是22CrMnMo等。因为其精度值条
17、件不需要太高,因此其精锻工艺已经被大量的使用了。3 驱动半轴的设计 这一装置位于传动系的尾部,主要用于接收系统差速器传递的转矩,并进一步将其传递到车轮。在转向或是断开式驱动桥中,万向传动装置是主要的车轮传动装置;而在非断开式驱动桥中,半轴为最基本的车轮传动装置。在第四章,我们将具体介绍万向传动装置,而本节仅对半轴展开介绍。2.1结构形式分析 依据课程规定,选取半浮式半轴结构。这一装置主要通过突缘实现与制动鼓和车轮轮盘之间的连接。参考文献1图9-99(b)。 在该结构下,通常将半轴外端支承轴承设置在其套管外端的内孔中,而在半轴上装设车轮。除了可传递转矩之外,半浮式半轴还承担着来自地面反作用力造成
18、的力矩和压力。总之,该类半轴构造相对简单,并且能承担较大荷载,但一般更常见于轿车、小型客车及轻型的货车中。 3.1 半浮式半轴杆部半径的确定直径是半轴的重要尺寸参数,在进行半轴的结构设计之前,应首先计算其可承受的荷载大小。半轴的计算应考虑到以下三种可能的载荷工况:(1)当X2达到最大值,则可认为附着参数值为4/5,侧向力不会起作用;(2)当侧滑现象产生,此时Y2将能够取到最大值,在Z2里,发生侧滑的时候胎表和地表的侧向附着系数是,在进行计算的时候令其为数值一,纵向力的值为零;(3)当机动车以最高速度经过坑洼道路的时候,此时Z2取最大值,它的大小是(Z2-gw)kd,该状况下纵向力和侧向力为零。
19、 车轮的受力状况,如倾向力及侧向力的方向和大小数值很大程度上取决于车轮与地面之间的附着力,且有因此,当X2最大时,车轮不存在侧向力,反之,纵向力不存在。初步将车轮直径大小设定为0.040m,确定方法参考文献2半浮式半轴设计应考虑如下三种载荷工况:(1) 力为最大的纵向力,力大小是零:该时刻的垂向力,取10500N纵向力最大值,其中的可记为6/5,为4/5。因此=6.2(KN) =5.05(KN) 并且能够计算出: 其中,a车轮中心与轮毂支承轴承的距离,且a=0.06m= 77.08mpa = 199.63mpa 合成应力=406mpa (2) 当有最大侧向力,纵向力值为0,极有可能出现车轮侧滑
20、:且车轮内外的垂直反力及分别用如下公式表示 其中,汽车质心高度,通常为738.56mm;轮距,且有=1430mm;侧滑附着系数,通常取值大小为10。此时,车轮外轮和内轮的侧向力及分别用如下公式表示 内、外车轮上的总侧向力为。因此,外轮及内轮半轴承担的弯曲应力及分别用如下公式表示= 565.1mpa =666.4 mpa (3)机动车经由坑洼道路的时候,达到最大值,:此时垂直力达到最大:方程里,k为动载系数,其中轿车、货车以及越野车的k值分别为1.75、2.0以及2.5。半轴弯曲应力,为=87.7mpa 故校核半径取0.040m满足合成应力在600mpa -750mpa范围3.2 半轴花键的强度
21、计算车轮半轴花键的承受的剪切应力和挤压应力也需进行事先的确定与校验。半轴花键的剪切应力为 (3-1)半轴花键的挤压应力为 (3-1)方程里T半轴承受的转矩最大值;DB半轴花键的外径大小;dA花键孔内径值;z花键齿数,在此取20;Lp花键工作长度,Lp=55mm;b花键齿宽;载荷分布的不均匀系数,取0.75。 将数据带入式(3-1)、(3-2)得:=51.1MPa=95.8 MPa根据要求当传递的转矩最大时,半轴花键的切应力不应超过71.05 MPa,挤压应力不应超过196 MPa,以上计算均满足要求。 上述花键部分主要参考著作图书文献3表4-33.3 半轴其他主要参数的选择花键参数:齿数:20
22、齿, 模数:1.5, 油封外圆直径:60,65半轴长度:744.5 参考文献(2)第四章第三节 法兰参数:5-16.2B10,分布圆120十孔位置度0.2 上述参数主要参考网络文献(1): 3. 4半轴的结构设计及材料与热处理为使车轮半轴杆部的直径大于其花键的内径,一般采用的方法便是加粗花键端部,并降低花键槽的深度,此时,半轴花键齿数也得以增多,正常取值范围为10齿至18齿。扭转疲劳破坏是一种常见的半轴破坏形式,故在车轮半轴的设计中,过渡圆角半径应得以适当增加,以降低集中受力。对于大型车辆而言,其半轴杆部直径较大。当缺少锻造设备,也可使用花键联接结构的半轴,并尽量确定相同的花键数量,以降低锻造
23、的难度。在当前汽车半轴制造业中,使用较为广泛的是渐开线花键,但有时也会使用梯形或是矩形的花键。含铬的中碳合金钢,如40CrMnSi,是常见的半轴原材料。40CrMnSi是一类新型钢种,由我国自主研发而来,且其性能较为优良。在之前,通常采用调质处理方式进行半轴的热处理,在该步骤后,半轴杆部的硬度需达到HB388444。随着工业的发展,越来越多的企业也采用感应淬火的方式,由此使得半轴在热处理后,其硬度达到HRC5263,且心部硬度可定为HRC303。同时,半轴不淬火区的硬度一般也可维持在区间HB248277内。考虑到半轴硬化层强度大,且受力较大。在突缘根部过渡圆角、喷丸处理过后,半轴的疲劳强度和静
24、强度也大幅上升,特别是疲劳强度增加极为明显。因此,近年来更多制造商采用先进工艺,并选取中碳钢作为半轴的制造原材。第二部分 6109客车的整体设计1. 6109客车车型数据1.1尺寸参数:见表1表1 6108客车整车尺寸参数尺寸类型项目参数值整车外形尺寸(mm)总长LB9000总宽BB2470总高HB3300车厢内部尺寸(mm)长LB8100宽BB2300高HB1930底盘布置尺寸(mm)轴距L4300前后轮距B1/B21930/1790通过性参数(整车整备静态)最小离地间隙hmin(mm)230接近角()9离去角()8.51.2质量参数:见表2表2 6108客车质量参数表类别项目参数值质量参数
25、整车整备质量me(kg)8100乘员数30(座)+15(立)+1人最大总质量ma (kg)10500最大轴载质量(kg)前轴G15775后轴G247251.3发动机技术参数:见表3 表3 PE6T发动机性能参数型号PE6T额定功率Pe (kw)135额定功率转速ne (rpm)2500最大转矩Ttq (nm)710最大转矩时转速nt (rpm)1650全负荷最低燃油消耗量b (kwh)2201.3传动系的传动比:见表4表4 变速器和主减速器的传动比档位档(ig1)档(ig2)档(ig3)档(ig4)档(ig5)倒档速比6.934.032.3651.401.006.93主减速器传动比ig06.1
26、231.5轮胎和轮辋规格:轮胎:9R22.52. 动力性计算2.1发动机使用外特性:根据发动机厂提供的外特性曲线列成表5表5 发动机外特性参数表Ne(rpm)6009001200150018002100Pe(kw)52.6081.47110.92141.50168.09192.10Ttq(Nm)837.2864.5882.7900.9891.8873.6B(g/ kwh)2242202172152152172.2车轮滚动半径: 轮胎:9R22.5 rr0.495m2.3滚动阻力系数f: 为计算方便,近似取0.0152.4空气阻力系数和空气阻力: 本车的空气阻力系数CD=0.7迎风面积ABBHB
27、=2.473.3=8.151(m2)方程里:汽车的总宽BB大小(2.47米);HB代表汽车总高(3.3米)2.5机械效率: T=变 *主 *传 式中:变为变速器传动效率,近似取95% 主为主减速器传动效率,取96% 传代表万向节的传动效率 T =95%*96%*96%=87.6%2.6计算动力因数: 各档动力因数的计算按下列公式计算 式中:ig各档传动比 G汽车总重 Ua车速 Ft驱动力 Fw空气阻力 D动力因数各档的动力因数见表6表10表6 档的计算结果Ua(km/h)2.613.965.286.67.929.24Ft(N)4905050649.8351681.552788522555118
28、8Fw(N)1.8234.237.5211.7616.9323.05D0.4760.4920.5020.5120.5070.497表7 档的计算结果Ua(km/h)4.256.38.410.512.614.7Ft(N)285242945430075306953038529765Fw(N)4.8710.719.0529.742.858.3D0.2770.2860.2920.2980.2940.288表8 档的计算结果Ua(km/h)7.711.5215.319.22326.8Ft(N)167341728017644180081782617462Fw(N)16.035.763.299.53142.
29、8193.9D0.1620.1670.1700.1740.1710.167表9 档的计算结果Ua(km/h)13.0219.5326.0432.539.0654.5Ft(N)99091023210447106621055310339Fw(N)45.77102.9183.08285.1411.9568.8D0.0950.0980.0990.1000.0980.094表10 档的计算结果Ua(km/h)1832820.627.3636.4845.654.7263.8Ft(N)707872987451760575287375Fw(N)90.22202.1359.3561.4808.41099D0.0
30、680.0700.0690.0680.0650.061表11 各档的最大动力因数表档位档档档档档动力因数的最大值0.4720.2930.1740.1120.073图1 动力特性数据图(6117客车)2.7确定最高车速: 最高车速由下式求得: 式中:旋转质量转换系数 =f(cos+sin) 该车在良好水平面上达到最高车速时 =0 dua/dt=0 故D=f 车速的最大值是发动机给定的转速最大值,当转速为两千一百转每分钟时,此刻车速到达最大,具体为160/9(m/s) 2.8确定最大爬坡度:I1max=tg1ma=tg29.9=0.575=57.5% 同理可算出其余各档的最大爬坡度,见表12档位档
31、档档档档最大爬坡度57.5%29.5%16.1%8.5%5.5%2.9确定加速时间: 直接档的加速时间由下式确定 式中:a加速度 旋转质量换算参数,直接档大小是一点零六 利用直接档从稳定车速25/3(m/s)提升为325/18(m/s)所需时间,可以通过下面方程进行计算获得: 3. 燃油经济性计算 汽车等速行驶消耗的功率为: Ff=Gf=magf=10500*9.8*0.015=1543.5(N) Fw=Cd*A*Ua2/21.15=863.2(N/2) P=(Ff+ Fw) Ua /(3600*t)=50.1(kw/2) 等速百公里油耗为:式中:b燃油的消耗比例,通过发动机的具体特点能够知道
32、b不大于448g/(2kwh),依照b=448 g/(2kwh)进行计算。是柴油的比例大小,令=16.2(N/L/2)4. 制动性能计算4.1最大减速度amax: 当紧急制动开始,机动车的前后轮将一起被拖滑前进,此刻的制动力大小是 F=G*g* amax=F/g=*g=13.72(m/s2/2) 式中:路面附着系数,取=0.74.2制动距离S: 方程里面:Ua0制动的初始速度,Ua0=100/9(m/s) 制动迟滞时间,对于液压制动=0.04s 制动迟滞时间,对于液压制动=0.2s因此,能够知道制动初速度大小是25/3m/s的制动长度:4.3上坡路上的驻坡坡度i1max:方程里面:L1前轴与重
33、心之间的长度,L1=5.676(m/2) L轴距,L=8.6(m/2)4.4下坡路上的驻坡坡度i2max:5. 稳定性计算5.1纵向倾覆坡度:要想确保这个汽车在上坡的时候不出现纵向倾覆现象,那么不出现纵向倾覆现象的坡角最大临界值应该为 即=110%这个汽车最大爬坡度imax等于百分之五十八点八,比临界值百分之一百一十要小很多,因此后翻的现象不会出现。该车不倒溜的最大爬坡度为imax=70%因为imax小于百分之七十,因此这个汽车将先打滑随后开始倒溜,这辆汽车是安全的。5.2横向倾覆坡度: 确保这个汽车在坡道中不会出现横向倾覆的现象,那么不出现横向倾覆的坡度角其最大值一定要符合条件即 =71.1%参考文献著作图书文献(1) 刘惟信. 汽车设计 . 清华大学出版社, 2001.7(2) 李东江 李和 张大成 . 东南富利卡汽车维修手册 ,北京理工大学. 2003.5(3)吴宗泽,罗圣国 机械设计课程设计手册 第三版 高等教育出版社 2006.11 网络文献(1) ,2003 - 28 -
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