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变桨减速器设计说明书0424偏航减速器设计计算说明书 BJJSQ1500A 风力发电机变桨减速器设计说明书 德阳东汽电站机械制造有限公司 2006-04-24 目 录 TOC \o "1-4" \h \z 一、应用 5 二、技术参数 5 2.1 齿轮箱 5 2.2 材料 5 2.3 大齿环和小齿轮 5 2.3.1 大齿环齿轮 5 2.3.2 小齿轮 5 2.4 小齿轮轴承 6 2.5 载荷 6 2.5.1 小齿轮力矩 6 2.5.2 轴承设计的载荷 6 2.5.3 电动机总量载荷 6 三、传动系设计及校核 6 3.1 已知条件 6 3.2 方...

变桨减速器设计说明书0424
偏航减速器 设计 领导形象设计圆作业设计ao工艺污水处理厂设计附属工程施工组织设计清扫机器人结构设计 计算说明书 BJJSQ1500A 风力发电机变桨减速器设计说明书 德阳东汽电站机械制造有限公司 2006-04-24 目 录 TOC \o "1-4" \h \z 一、应用 5 二、技术参数 5 2.1 齿轮箱 5 2.2 材料 5 2.3 大齿环和小齿轮 5 2.3.1 大齿环齿轮 5 2.3.2 小齿轮 5 2.4 小齿轮轴承 6 2.5 载荷 6 2.5.1 小齿轮力矩 6 2.5.2 轴承设计的载荷 6 2.5.3 电动机总量载荷 6 三、传动系设计及校核 6 3.1 已知条件 6 3.2 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 设计 6 3.2.1 结构设计 6 3.2.2 齿形及精度 7 3.2.3 齿轮材料及其性能[1] 7 3.2.4 配齿及传动比计算 7 3.3 齿轮参数初步确定 7 3.3.1 按弯曲强度估算各级齿轮法向模数 7 3.3.1.1 估算第一级法向模数 7 3.3.1.2 估算第二级法向模数 8 3.3.1.3 估算第三级法向模数 8 3.3.2 各级主要几何尺寸 9 3.3.2.1 第一级主要几何尺寸 9 3.3.2.2 第二级主要几何尺寸 9 3.3.2.3 第三级主要几何尺寸 9 3.4 各级齿轮疲劳强度校核 10 3.4.1 第一级疲劳强度校核 10 3.4.1.1 第一级外啮合齿面接触疲劳强度 10 3.4.1.2 第一级外啮合齿根弯曲疲劳强度 11 3.4.1.3 第一级内啮合齿面接触疲劳强度 12 3.4.1.4 第一级内啮合齿根弯曲疲劳强度 12 3.4.2 第二级疲劳强度校核 13 3.4.2.1 第二级外啮合齿面接触疲劳强度 13 3.4.2.2 第二级外啮合齿根弯曲疲劳强度 14 3.4.2.3 第二级内啮合齿面接触疲劳强度 15 3.4.2.4 第二级内啮合齿根弯曲疲劳强度 16 3.4.3 第三级疲劳强度校核 17 3.4.3.1 第三级外啮合齿面接触疲劳强度 17 3.4.3.2 第三级外啮合齿根弯曲疲劳强度 18 3.4.3.3 第三级内啮合齿面接触疲劳强度 19 3.4.3.4 第三级内啮合齿根弯曲疲劳强度 20 3.5 齿轮静强度校核 21 3.6 传动装配条件验算 21 3.6.1 传动比条件 21 3.6.2 邻接条件 21 3.6.3 同心条件 22 3.6.4 装配条件 22 3.7 啮合参数 22 3.8 齿轮几何尺寸计算 22 3.9 传动效率计算 23 3.10 结构设计 23 3.11 轴承设计及校核 23 3.11.1第一级行星轮轴承校核 24 3.11.2第二级行星轮轴承校核 24 3.11.3第三级行星轮轴承校核 25 3.11.4输出轴轴承载荷校核 25 3.12 轴的强度校核 26 3.12.1太阳轮轴强度计算 26 3.12.2行星轮轴强度计算 27 3.13鼓形齿联轴器接触强度计算 27 3.13.1第二级鼓形齿联轴器 27 3.13.2第三级鼓形齿联轴器 28 3.14花键轴挤压强度校核 29 四、润滑和密封 29 五、运行和质量认可测试 29 5.1 空载试验 29 5.2 极端过载试验 29 5.3 疲劳测试 29 5.4 低温冲击试验 30 六、环境条件 30 七、防腐 30 参考文献: 30 一、应用 本手册是FD70A/FD77A风力发电机偏航减速器的结构说明和生产规范。 变桨减速器的主要作用是驱动变桨控制齿轮箱,用于调节风力发电机输出功率。当控制系统的测量实际功率值与设定值不匹配时,每只风轮叶片可以绕它的纵向轴旋转。其工作特点是间歇工作起停较为频繁,传递扭矩较大,传动比较高。 因其工作特点以及安装位置的限制,本设计采用三级行星齿轮减速机构。 二、技术参数 2.1 齿轮箱 设计:带方便电机连接法兰(B5)的低齿隙同轴行星齿轮箱。 偏心率:小齿轮和驱动轴与装配法兰中心偏离1.5mm(不是对中)。 减速比:i=155.4 驱动电机旋转速度:额定:n速度=2420rpm 运行:n运行=0~1700rpm 最大:n最大=4000rpm 效率:≥0.9 电机法兰:A250 2.2 材料 小齿轮:18Cr2Ni4W,表面渗碳处理 轴承箱体:20CrMnTi 其他箱体:20CrMnTi 2.3 大齿环和小齿轮 齿轮类型:内啮合部正齿,正常压力角20°,基准齿廓符合DIN 867 转轴中心距:744mm 2.3.1 大齿环齿轮 模数:12mm 齿数z2:-139 齿宽b:100mm 齿形修正x2*m:-6mm按DIN3990 齿形质量:DIN 3967/12 e 27 齿面硬度:HRC50+5/475 HV 10 Rht=1.4+0.8mm (齿侧和齿根部硬度) 2.3.2 小齿轮 模数:12mm 齿数:z1=15 齿宽b=100mm 齿形修正x1*m:6mm按DIN3990 齿形质量:DIN 3967/7 e 26,Ra最小=3.2磨亮 齿面硬度HRC58+4/600 HV 10 Rht=1.4+0.8mm(齿侧和齿根部硬度) 修形:制造商应给出能够得到最好的传动效果的建议,并且由东方汽轮机厂决定。 2.4 小齿轮轴承 小齿轮轴承应采用一个小的预加载圆锥滚子轴承。 2.5 载荷 2.5.1 小齿轮力矩 M最大力矩=10500Nm 变化范围:ΔM运行=8300Nm 负荷循环次数:n=2.0*108 2.5.2 轴承设计的载荷 齿轮的平均扭矩: Mgear outlet=4150Nm 轴承额定寿命:Lrequ=66500h 2.5.3 电动机总量载荷 直流电机安装在齿轮箱的B5法兰上。电机的总量是85Kg。电机的重心在离B5法兰大约500mm处。在运行期间的旋转运动给了整个齿轮箱变化的重力矩,负荷周期大约为 次循环。 由电机自重的激励引起的力矩和风机在恶劣环境下产生的力矩叠加作用。这个额定激励力矩能根据周期为n=1.8*108负荷循环情况进行估计,然后再加上自重加速度为a=1g=9.81m/s2 三、传动系设计及校核 3.1 已知条件 额定输入功率:6.5 kW 额定输入转速:1700 rpm 额定输出转速:10.94 rpm 总传动比:155.4 效率: ≥0.9 3.2 方案设计 3.2.1 结构设计 本行星齿轮减速箱在结构上采用3级NGW型行星传动,减速比大、传动效率高、结构紧凑、承载能力大。 各级行星轮系都由太阳轮、行星轮和内齿圈构成,其中1、2、3级行星轮个数为3个。各级之间,上一级的行星架与下一级太阳轮轴通过齿轮连轴器实现稳定连接。输出轴采用花键实现扭矩的传递。本设计进行了各级齿轮连轴器和花键连接的强度校核。 综合考虑设计、制造及安装位置限制等因素,选择3级NGW型行星减速器。 第一级选用行星架浮动; 第二级选用太阳轮与行星架同时浮动; 第三级选用太阳轮浮动。 3.2.2 齿形及精度 因属于低速传动,采用齿形角 的直齿轮传动,精度定为6级。 3.2.3 齿轮材料及其性能[1] 太阳轮和行星轮采用硬齿面,内齿轮用软齿面,以提高承载能力、减小尺寸。三级都采用相同的材料搭配。 太阳轮: 20CrMnTi,渗碳淬火回火,表面硬度HRC56~62,σHlim=1500N·mm-2​​​、σFlim=470 N·mm-2 行星轮: 20CrMnTi,表面淬火,渗碳淬火回火,表面硬度HRC56~62,σHlim=1500N·mm-2​​​、σFlim=470 N·mm-2​​​。因双向转动,实际σFlim=470*0.8=376 N·mm-2​​​ (允许齿根应力) 内齿圈: 20CrMnTi,齿面渗碳淬火HRC56~60.,σHlim=1500 N·mm-2​​​、σFlim=470 N·mm-2​​​ 3.2.4 配齿及传动比计算 表1 分配传动比及各级配齿 传动级 za小齿轮 zc行星齿轮 zb内齿轮 传动比 行星数 模数m 第一级 17 43 103 7.0588 3 2 第二级 17 31 79 5.6471 3 2.5 第三级 20 19 58 3.9000 3 4 实际总传动比为: 3.3 齿轮参数初步确定 3.3.1 按弯曲强度估算各级齿轮法向模数 [2] (3-1) 3.3.1.1 估算第一级法向模数 (3-1)式中: (直齿轮 )[2] (载荷平稳)[2] (尺寸精度为6级,转速超过300r/min)[3] N·m N·m , ( ), [4] ,取 mm 3.3.1.2 估算第二级法向模数 (3-1)式中: (直齿轮 ) (载荷平稳) (尺寸精度为6级,转速低于300r/min) N·m N·m , ( ), ,取 mm 3.3.1.3 估算第三级法向模数 (3-1)式中: (直齿轮 ) (载荷平稳) (尺寸精度为6级,转速低于300r/min) N·m N·m , ( ), mm,取 mm 376允许齿根应力 3.3.2 各级主要几何尺寸 3.3.2.1 第一级主要几何尺寸 太阳轮分度圆直径: mm 行星轮分度圆直径: mm 内齿圈分度圆直径: mm 齿宽: mm 3.3.2.2 第二级主要几何尺寸 太阳轮分度圆直径: mm 行星轮分度圆直径: mm 内齿圈分度圆直径: mm 齿宽: mm 3.3.2.3 第三级主要几何尺寸 太阳轮分度圆直径: mm 行星轮分度圆直径: mm 内齿圈分度圆直径: mm 齿宽: mm 3.4 各级齿轮疲劳强度校核 3.4.1 第一级疲劳强度校核 3.4.1.1 第一级外啮合齿面接触疲劳强度 计算接触应力[5]: 式中 [10] [11] m/s, [12] [13] [14] [15] [16] [17] [18] [20] N[21] mm [22] N/mm2 3.4.1.2 第一级外啮合齿根弯曲疲劳强度 计算弯曲应力[6]: 式中 N[21] mm mm , [23] , [24] [17] [19] [25] [11] m/s, [12] [13] [14] N/mm2 N/mm2 3.4.1.3 第一级内啮合齿面接触疲劳强度 计算接触应力: 式中 [10] [11] m/s, [12] [13] [14] [15] [16] [17] [18] [20] N[21] mm [22] N/mm2 3.4.1.4 第一级内啮合齿根弯曲疲劳强度 计算弯曲应力: 。只计算内齿轮。 式中 N[21] mm mm [23] [24] [17] [19] [25] [11] m/s, [12] [13] [14] N/mm2 3.4.2 第二级疲劳强度校核 3.4.2.1 第二级外啮合齿面接触疲劳强度 计算接触应力: 式中 [10] [11] m/s, [12] [13] [14] [15] [16] [17] [18] [20] N[21] mm [22] N/mm2 3.4.2.2 第二级外啮合齿根弯曲疲劳强度 计算弯曲应力: 式中 N[21] mm mm , [23] , [24] [17] [19] [25] [11] m/s, [12] [13] [14] N/mm2 N/mm2 3.4.2.3 第二级内啮合齿面接触疲劳强度 计算接触应力: 式中 [10] [11] m/s, [12] [13] [14] [15] [16] [17] [18] [20] N[21] mm [22] N/mm2 3.4.2.4 第二级内啮合齿根弯曲疲劳强度 计算弯曲应力: 。只计算内齿轮。 式中 N[21] mm mm [23] [24] [17] [19] [25] [11] m/s, [12] [13] [14] N/mm2 3.4.3 第三级疲劳强度校核 3.4.3.1 第三级外啮合齿面接触疲劳强度 计算接触应力: 式中 [10] [11] m/s, [12] [13] [14] [15] [16] [17] [18] [20] N[21] mm [22] N/mm2 3.4.3.2 第三级外啮合齿根弯曲疲劳强度 计算弯曲应力: 式中 N[21] mm mm , [23] , [24] [17] [19] [25] [11] m/s, [12] [13] [14] N/mm2 N/mm2 3.4.3.3 第三级内啮合齿面接触疲劳强度 计算接触应力: 式中 [10] [11] m/s, [12] [13] [14] [15] [16] [17] [18] [20] N[21] mm [22] N/mm2 3.4.3.4 第三级内啮合齿根弯曲疲劳强度 计算弯曲应力: 。只计算内齿轮。 式中 N[21] mm mm [23] [24] [17] [19] [25] [11] m/s, [12] [13] [14] N/mm2 表2 各级轮系强度校核表(N/mm2) 级数 计算接触强度 接触强度安全系数 计算弯曲强度 弯曲强度安全系数 第 1 级 太阳轮 577 2.60 73 6.44 行星轮 577 2.60 64 5.88 内齿轮 210 7.14 81 5.80 第 2 级 太阳轮 1174 1.28 272 1.73 行星轮 1174 1.28 248 1.52 内齿轮 498 3.01 279 1.68 第 3 级 太阳轮 1244 1.21 271 1.73 行星轮 1244 1.21 275 1.37 内齿轮 689 2.18 294 1.60 3.5 齿轮静强度校核 考虑到传动系的瞬时过载,按各级Tmax=1.5T进行静强度校核。 对20CrMnTi, Mpa 第一级太阳轮 Mpa 第一级行星轮 Mpa 第二级太阳轮 Mpa 第二级行星轮 Mpa 第三级太阳轮 Mpa 第三级行星轮 Mpa 3.6 传动装配条件验算 3.6.1 传动比条件 各级齿轮齿数的选择均满足所给定的传动比要求。 3.6.2 邻接条件 必须保证相邻两行星轮互不相碰,并留有大于0.5倍模数的间隙。[26] 表3 各级传动邻接条件表 参数 级数 邻接条件 第一级 90 60 103.9 满足 第二级 82.5 60 103.9 满足 第三级 84 78 135 满足 3.6.3 同心条件 为了保证正确的啮合,各对啮合齿轮之间的中心距必须相等。即 , [27]。本传动方案各级传动均按手册推荐选取,满足同心条件。 3.6.4 装配条件 保证各行星轮均能均布地安装于两中心齿轮之间,并且与两个中心轮啮合良好,没有错位现象。本传动方案各级传动均按手册推荐选取,满足装配条件。 3.7 啮合参数 各级齿轮副间均采用标准传动。 3.8 齿轮几何尺寸计算 表4第一级传动齿轮副几何参数 序号 名称 太阳轮 行星轮 内齿轮 1 模数 2 2 2 2 压力角 20° 20° 20° 3 变位系数 0 0 0 4 分度圆直径mm 34 86 206 5 齿顶高mm 2 2 2 6 齿根高mm 2.5 2.5 2.5 7 齿顶圆直径mm 38 90 210 8 齿根圆直径mm 29 81 201 9 基圆直径mm 31.95 80.81 193.58 10 中心距mm 60 60 11 齿顶圆压力角 32.77° 26.12° 22.81° 12 重合度 1.617 1.72 表5第二级传动齿轮副几何参数 序号 名称 太阳轮 行星轮 内齿轮 1 模数 2.5 2.5 2.5 2 压力角 20° 20° 20° 3 分度圆直径mm 42.5 77.5 197.5 4 齿顶高mm 2.5 2.5 2.5 5 齿根高mm 3.125 3.125 3.125 6 齿顶圆直径mm 47.5 82.5 202.5 7 齿根圆直径mm 36.25 71.25 191.25 8 基圆直径mm 39.94 72.83 185.59 9 中心距mm 60 60 10 齿顶圆压力角 32.77° 28.02° 23.58° 11 重合度 1.588 1.94 表6第三级传动齿轮副几何参数 序号 名称 太阳轮 行星轮 内齿轮 1 模数 4 4 4 2 压力角 20° 20° 20° 3 分度圆直径mm 80 76 240 4 齿顶高mm 4 4 4 5 齿根高mm 5 5 5 6 齿顶圆直径mm 88 84 248 7 齿根圆直径mm 70 66 230 8 基圆直径mm 75.17 71.41 225.53 9 中心距mm 78 78 10 齿顶圆压力角 31.33° 31.78° 24.58° 11 重合度 1.552 1.94 3.9 传动效率计算[28] 第一级传动效率: 第二级传动效率: 第三级传动效率: 总啮合效率: 3.10 结构设计 本行星齿轮减速箱在结构上采用3级NGW型行星传动,减速比大、传动效率高、结构紧凑、承载能力大。 各级行星轮系都由太阳轮、行星轮和内齿圈构成,其中1、2、3级行星轮个数为3个。各级之间,上一级的行星架与下一级太阳轮轴通过齿轮连轴器实现稳定连接。输出轴采用花键实现扭矩的传递。本设计进行了各级齿轮连轴器和花键连接的强度校核。 3.11 轴承设计及校核 表7 各级行星轮轴承选择及额定载荷[29] 型号 基本额定动载荷 (KN) 基本额定静载荷 (KN) 输入轴轴承 16010 16.1 13.1 第一级行星轮轴承 16004 7.9 4.5 第二级行星轮轴承 16004 7.9 4.5 第三级行星轮轴承 NA4906 25.5 35.5 输出轴左侧轴承 NU1022 115 155 输出轴右侧轴承 33119 298 498 3.11.1第一级行星轮轴承校核 行星轮切向力为: N 单个轴承所受力为: N, N 冲击载荷系数 ,考虑轻微冲击,取 对于深沟球轴承16004,当量动载荷为: N[30] 轴承寿命为: 计算额定动载荷为: 计算当量静载荷为: N[31] 滚动轴承安全系数 按正常使用轴承取 [32] 计算额定静载荷为: N 第一级行星轮轴承16004通过校核。 3.11.2第二级行星轮轴承校核 行星轮切向力为: N 单个轴承所受力为: N, N 冲击载荷系数 ,取 对于深沟球轴承16004,当量动载荷为: N 轴承寿命为: 计算额定动载荷为: N 计算当量静载荷为: N 滚动轴承安全系数 按正常使用轴承取 计算额度静载荷为: N 第二级行星轮轴承16004通过校核。 3.11.3第三级行星轮轴承校核 行星轮切向力为: N 单个轴承所受力为: N, N 冲击载荷系数 ,取 对于滚针轴承NA4906,当量动载荷为: N 轴承寿命为: 计算额定动载荷为: N 计算当量静载荷为: N 滚动轴承安全系数 按正常使用轴承取 计算额定静载荷为: N 第三级行星轮轴承NA4906通过校核。 3.11.4输出轴轴承载荷校核 输出转矩: N.m 输出小齿轮分度圆上名义切向力: N 输出小齿轮名义径向力: N 齿轮合成受力为 N 根据输出轴的合成力矩平衡条件: 输出轴左端轴承所受径向力: N,由于左端轴承采用一个圆柱滚子轴承NJ1020和一个深沟球轴承61824,所以每个轴承所受径向力: N, N 输出轴右端轴承所受径向力: N,由于右端轴承采用两个圆锥滚子轴承352217X2,所以单个轴承所受最大径向力: N, N 滚动轴承安全系数 按正常使用轴承取 计算左端NJ1020轴承额定静载荷为: N 输出轴左侧轴承NJ1020通过校核。 计算左端61824轴承额定静载荷为: N 输出轴左侧轴承61824通过校核。 计算右端352217X2额定静载荷为: N 输出轴右侧轴承352217X2通过校核。 3.12 轴的强度校核 3.12.1太阳轮轴强度计算 按转矩太阳轮轴最小轴径: mm[33] 由于太阳轮轴采用20CrMnTi,所以 =52MPa,计算结果见下表: 表8太阳轮轴计算 参数 级数 太阳轮轴最小轴径mm 实际太阳轮轴径mm 第1级太阳轮轴 15.2 28 第2级太阳轮轴 29.2 35 第3级太阳轮轴 50 50 3.12.2行星轮轴强度计算 行星轴按心轴弯矩进行校核: mm[34] 其中,行星轮轴的材料为40CrNiMoA,其许用弯曲应力为 Mpa,计算结果见下表: 表9轴校核 级数 弯矩M(N.mm) 最小轴径mm 实际行星轮轴径mm 第一级行星轮轴 11018 6.9 20 第二级行星轮轴 56434 12 20 第三级行星轮轴 241660 19.4 30 3.13直齿联轴器强度校核计算 3.13.1第二级直齿联轴器 直齿联轴器轮齿剪切应力校核计算公式: [35] 直齿联轴器轮齿挤压应力校核计算公式: [35] N·m [35] [36] mm mm [35] [36] mm[36] [36] 第二级直齿齿联轴器强度校验通过。 3.13.2第三级直齿联轴器 直齿联轴器轮齿剪切应力校核计算公式: [35] 直齿联轴器轮齿挤压应力校核计算公式: [35] N·m [35] [36] mm mm [35] [36] mm[36] [36] 第三级鼓形齿联轴器强度校验通过。 3.14花键轴挤压强度校核 花键挤压强度公式: ;许用压强 [37] N·m mm mm mm < 花键挤压强度校验通过。 四、润滑和密封 因为工作过程中齿轮箱处于回转运动状态,因此高速轴端的润滑油高度由最顶部小齿轮位置附近的油标来指示最低/最高标志。电机导流罩上有两个方向完全相反的镜子,使用它们可以较早发现电机中是否有漏油现象。所用油的类型、数量以及换油间隔一定要说明。一定要考虑轴封锁使用的油与油脂的兼容性。 油的黏度为150cSt,一般情况下采用Mobil SHC XMP 320。 换油间歇不超过5年。 小齿轮的轮齿用OKS510清漆和粘性油脂OKS495润滑。 预紧件和接合面涂氩胶。 五、运行和质量认可测试 为了确定产品的质量,须进行几个原型试验。 5.1 空载试验 需进行空载试验,正反转均不小于两小时,应运转平稳,无振动冲击,各连接紧固件不松动,各连接密封处不漏油。 5.2 极端过载试验 这个试验用于确定极端过载率。把最大扭矩施加于电机端,改变载荷100次。 另外,需对小齿轮进行载荷测试。 在这些测试中获得齿轮刚度,高速和低速轴的惯性矩。 5.3 疲劳测试 试验时间为120h,施加1.3倍的名义轮齿扭矩,振动范围+/-0.5rpm于小齿轮侧进行试验。 5.4 低温冲击试验 考虑到风机实际的运行环境,减速箱内重要传动部件受低温影响较大,可按GB/T8814-1998对低温落锤冲击实验的相关规定,对中心轮轴,3、4级行星轮轴,及输出轴进行低温冲击试验。每组冲击实验取5-10个样品,试样在-10℃±1℃条件下放置4h后开始测试。实验在标准环境(-23℃±2℃)中10s内完成。 六、环境条件 运行温度范围为-30°C~+50°C之间。当风机停止时,风机可抵抗-45°C。 整个齿轮箱位于外部保护区域,雨水不能直接进入,但是凝结的水和灰尘是可能的。 七、防腐 减速箱的密封防腐保护必须按喷涂说明的相关规范DW812A6001A-2005及叶片变桨齿轮箱图样说明进行实际操作。 面漆的颜色应该是RAL 5014,光泽度很高。 参考文献: [1]《机械设计手册 第四版 第三卷》,化学工业出版社,成大先主编,P14-105、p14-126 [2]《机械设计手册 第四版 第三卷》,化学工业出版社,成大先主编,P14-86 [3]《机械设计手册 第四版 第三卷》,化学工业出版社,成大先主编,P14-396 [4]《机械设计手册 第四版 第三卷》,化学工业出版社,成大先主编,P14-87 [5]《机械设计手册 第四版 第三卷》,化学工业出版社,成大先主编,P14-88 [6]《机械设计手册 第四版 第三卷》,化学工业出版社,成大先主编,P14-112 [10]《机械设计手册 第四版 第三卷》,化学工业出版社,成大先主编,P14-102 [11]《机械设计手册 第四版 第三卷》,化学工业出版社,成大先主编,P14-89 [12]《机械设计手册 第四版 第三卷》,化学工业出版社,成大先主编,P14-397 [13]《机械设计手册 第四版 第三卷》,化学工业出版社,成大先主编,P14-398 [14]《机械设计手册 第四版 第三卷》,化学工业出版社,成大先主编,P14-100 [15]《机械设计手册 第四版 第三卷》,化学工业出版社,成大先主编,P14-102 [16]《机械设计手册 第四版 第三卷》,化学工业出版社,成大先主编,P14-103 [17]《高等学校教材 机械设计 第四版》,高等教育出版社,邱宣怀主编,P207 [18]《机械设计手册 第四版 第三卷》,化学工业出版社,成大先主编,P14-103 [19]《机械设计手册 第四版 第三卷》,化学工业出版社,成大先主编,P14-124 [20]《机械设计手册 第四版 第三卷》,化学工业出版社,成大先主编,P14-103 [21]《机械设计手册 第四版 第三卷》,化学工业出版社,成大先主编,P14-85 [22]《渐开线行星齿轮传动设计》,机械工业出版社,马从谦主编,P276 [23]《机械设计手册 第四版 第三卷》,化学工业出版社,成大先主编,P14-118 [24]《机械设计手册 第四版 第三卷》,化学工业出版社,成大先主编,P14-121 [25]《机械设计手册 第四版 第三卷》,化学工业出版社,成大先主编,P14-124 [26]《行星齿轮传动设计》,化学工业出版社,饶振纲编著,P31 [27]《行星齿轮传动设计》,化学工业出版社,饶振纲编著,P35 [28]《机械设计手册 第四版 第二卷》,化学工业出版社,成大先主编,P5-205 [29]《机械设计手册 第四版 第三卷》,化学工业出版社,成大先主编,P14-364 [30]《高等学校教材 机械设计 第四版》,高等教育出版社,邱宣怀主编,P374 [31]《高等学校教材 机械设计 第四版》,高等教育出版社,邱宣怀主编,P382 [32]《高等学校教材 机械设计 第四版》,高等教育出版社,邱宣怀主编,P382 [33]《高等学校教材 机械设计 第四版》,高等教育出版社,邱宣怀主编,P314 [34]《高等学校教材 机械设计 第四版》,高等教育出版社,邱宣怀主编,P315 [35]《机械设计手册 第四版 第三卷》,化学工业出版社,成大先主编,P14-405 [36]《机械设计手册 第四版 第三卷》,化学工业出版社,成大先主编,P14-406 [37]《机械设计手册 第四版 第二卷》,化学工业出版社,成大先主编,P5-205
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分类:生产制造
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