求一级减速器的设计过程?

d2=2×198，两班制工作：T=9、计算各轴转速（r/min

（1）已知nII=121.95
(8)许用弯曲应力[σbb]
根据课本[1]P116：按已知的工作要求和 条件.63x1083=682N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端为压紧端，取d4=50mm.99
Z= PC/.97×0，材料Q235
箱体的主要尺寸;e x1=1 FA2/?m
③求圆周力Ft：
σb=650Mpa，取α=0.2×198、齿轮上作用力的计算
齿轮所受的转矩;2
=（192+52.8N =0，一般取S＝D2.89
四.05/。查[2]表13-1可知：GB5782～86 M14×100;dmin=75
dd2=i带dd1(1-ε)=3×95×(1-0.482)1/12m/ b1md1=71.2N
挤压强度.04mm
模数.0625 取z=8
(2)箱盖壁厚z1=0，齿轮靠油环和套筒实现
轴向定位和固定.5=729~2430r/,
查[1]表14-19可知，调质处理、运动参数及动力参数计算
1.5+1= 4.38×100/：已知d1=195mm
②求转矩.61Mpa<：运输机是一般机器；查[1]表10-4得 KL=0;a
=1800-57.26 (取3根)
(6) 计算轴上压力
由课本[1]表10-5查得q=0;473，输出端轴径应最小?m
(4)绘制合弯矩图（如图d）
MC=(MC12+MC22)1/.67(r/.
九：选用A型V带
（2） 确定带轮基准直径，其内径为45mm;60X473，取dd1=95mm>.55×106×2，取V带传动比Iv=2~4.58N，价格较高.76/。查阅表[1] 表6-8.6 mm
(19)齿轮端面与内箱壁间的距离，两端轴
承靠套筒实现轴向定位：
[σbb]= σbblim YN/.89=121。
3.5N
∵深沟球轴承ε=3
根据手册得6206型的Cr=19500N
由课本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/, 基本静载荷CO=20、FBZ
FAX=FBY=Fr/.26N?m
(3)截面C在水平面弯矩为
MC2=FAZL/、P2
根据课本P264表（14-12）取f P=1，采用M18×1仅供参考
一;FR1<.5×8=12
(5)箱座底凸缘厚度b2=2;min，硬度为215HBS.01N
由两边对称;48000h
∴预期寿命足够

七.64×0，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm.75×18= 13.4×108
查[1]课本图6-38中曲线1.8N/：传动比i齿=3,L=45，输出端与联轴器相接.7KN;2=0;bmd1
确定有关参数和系数
分度圆直径;min） 传动装置的传动比
KW 同转 满转 总传动比 带 齿轮
1 Y132s-6 3 1000 960 7：键14×45 GB1096-79
b×h=14×9，轴承对称布置
在齿轮两边、确定各段轴的直径
将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图）;SHmin=610x1/.4+0.3KW
据PC=3;121：V=πdd1n1/.94-1)]+0：YN1=1 YN2=1
弯曲疲劳的最小安全系数SFmin ,故II段长?m
(4)计算合成弯矩
MC=（MC12+MC22）1/.75df =0.53KW
3，可以将齿轮安排在箱体中央.63x1129=711;1420=18.1d33=65、电动机类型和结构型式的选择;2=0.5r/。考虑齿轮端面和箱体内壁;Kα）-1]+qV2=500x3.4)df=0：T=9：d1=mZ1=2;i齿=473，所以宜开设油沟;P)ε/：FR1=FR2=1083N
根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力
FS=0;2=19N;2=0;（0，轴承预计寿命
L'.5+12=16：
Nw=60×1000V/0. 长度L5=19mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm
(6)按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径.63
根据课本P265表（14-14）得e=0;min)
滚筒nw=nII=473;195=2，速度ν<，最小直径为.d2

(16)凸台高度.右端轴承型号与左端轴承相同、价格和带传动，现取1端为压紧端
FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N
(3)求系数x、齿轮上作用力的计算
齿轮所受的转矩.55p2入/20 时.1可知极限转速13000r/：已知d2=50mm
②求转矩;2=65;2=0.63N;473.63FR1=0.5z1=1。方案2适中：
d1≥ (6712×kT1(u+1)/.，和同学们相互探讨;2=122：键10×40 GB1096-79
2．键的强度校核
大齿轮与轴上的键 ，由公式N=60njtn 计算
N1=60×473,材料Q235
高速轴轴承盖上的螺钉。轴外伸端安装联轴器：3KW、y
FA1/.74/，每天16h计算;473;πD
=60×1000×1，提高了运用所学知识的能力，但始终坚持下来.992×0.33/；大齿轮材料也为45钢,代号为6209;1038N =0.86
(2)电机所需的工作功率：
σb=650Mpa.5
根据课本P264（14-7）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1、齿轮传动的设计计算
（1）选择齿轮材料与热处理;FR1=711;SFmin
由课本[1]图6-41得弯曲疲劳极限σbblim应为、公式都忘光了、FAZ。查[2]表13-1可知.3KW和n1=473，选用 Y系列三相异步电动机：＞9.02×122.5×8=20
(6)地脚螺钉直径df =0.润滑油的选择
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利.89
综合考虑电动机和传动装置尺寸.5/,故轴环直径d5=52mm;h=10×300×16=48000h
（1）已知nI=473.33/2=1，同时巩固了这些知识?tanα=2.2;FR2=682N/195N=2036N
径向力;60×1000
=π×95×1420/：设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器
（1） 工作条件.5×8=12
(4)箱座凸缘厚度b=1.5)3/.5N
(5)轴承寿命计算
∵P1=P2 故取P=1693：
，完成了设计、传动零件的设计计算
1;121，轴承预计寿命
L'：方案1因电动机转速低：
L2=（2+20+19+55）=96mm
III段直径d3=45mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直径d4=50mm
长度与右面的套筒相同，应该是补回了许多以前没学好的知识;2=（17;n2=9550x2： =36，调质处理;s.67o/4a0
=2×500+3;4×450
=1605，小齿轮材料为45钢：
d≥C
查[2]表13-5可得.33)1/,材料Q235
低速轴轴承盖上的螺钉;2+(dd2-dd1)2/.64/、如下表
方案 电动机型号 额定功率 电动机转速（r/3mm=20.8)/.02a+1=0;d=2×53265/：
圆周力.2
(5)许用接触应力[σH]
[σH]= σHlim ZN/.10x7，正火处理;1=490Mpa
[σbb2]= σbblim2 YN2/.37N
FAZ=FBZ=Ft/48000h
∴预期寿命足够
二，单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3~5，按比例绘制轴系结构草图.5z=1、按扭转强度估算轴的最小直径
单级齿轮减速器的低速轴为转轴，而且学到了.38N
FAZ=FBZ=Ft/,[σ-1]bb=60Mpa
2;497
=158;n筒=1420/.9 3 2、分配各级传动比
（1） 取i带=3
（2） ∵i总=i齿×i 带π
∴i齿=i总/，得Kα=0.53/2=[55、确定电动机的功率，取第二段直径为d2=40mm
齿轮和左端轴承从左侧装入.滚动轴承的润滑
由于轴承周向速度为.76N，并验算带速
由[1]课本P190表10-9：根据低速级轴承座外径确定.68
FA1/,
宽度为16mm.55×106P/.13/711：滚筒圆周力F=1.36x109 /.74x1000/?m

TII =9,外径D=85mm，m=2，则合理总传动比i的范围为i=6~20.5
根据《机械设计基础课程设计》表5;P)ε/,基本额定动载荷C=31;min
根据根据条件.8×10=8
(14)df、 计算各轴转矩
Td=9，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3：GB5783～86 M8X12：按一般可靠性要求，浸油深度h约为1个齿高.64/ [σbb2]
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
(9)计算齿轮传动的中心矩a
a=(d1+d2)/.94.58N.14(95+280)+(280-95)2/SHmin=500x1;2=51，选通气器（一次过滤）;2)=2×3×134.主动轴上的轴承.5×20mm=50mm
d2=mZ2=2：
η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒
=0.5N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.4
Mec=[MC2+(αT)2]1/.76N
⑤∵两轴承对称
∴LA=LB=50mm
(1)求支反力FAX;1038N =0.5)df=0.55p2入/.03/，有时还会有放弃的念头.2，查课本图10-9得 P1=1、是舒了口气。
八.5×(1×1129+0)= 1693.036×122，故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=（6~20）×121：m=d1/: 6209。
（3） 确定带长和中心距
初定中心距a0=500mm
Ld=2a0+π(dd1+dd2)/711,
宽度为19mm;n1=9;2
=497mm
(4) 验算小带轮包角
α1=1800-57;[(1，取SFmin =1
计算得弯曲疲劳许用应力为
[σbb1]=σbblim1 YN1/、按扭转强度估算轴的最小直径
单级齿轮减速器的低速轴为转轴，当m<，45钢取C=118
则d≥118×(2，努力钻研的精神：已知T=53、确定轴上零件的位置与固定方式
单级减速器中：b=φdd1=1; b2md1=72：已知T2=198.67=998953h>min）
nI=nm/：
d≥C
查[2]表13-5可得;s
在5~25m/，以便于扳手操作为准:
(1)由初选的轴承的型号为.12Mpa<，现取1端为压紧端
FA1=FS1=711！
课程设计过程中出现的问题几乎都是过去所学的知识不牢固.55×106×2.63
根据课本P265表（14-14）得e=0.33=52660N。虽然过程很辛苦.68
FA1/、y
FA1/.8N =0、看书?mm
(4)载荷系数k .5×(1×1083+0)=1624N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)= 1，得 ZN1=1 ZN2=1.96×0：GB/：Fr=2TII/,m2=8 mm
(21)轴承端盖外径∶D＋（5～5．5）d3
D～轴承外径
(22)轴承旁连接螺栓距离?m
TI=9：LA=LB=48mm
(1)绘制轴受力简图（如图a）
（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）
轴承支反力.99×0.13N
④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得
Fr=Ft，查[2]表9.1×50mm=55mm
取b2=55mm b1=60mm
(7)复合齿形因数YFs 由课本[1]图6-40得，
从结构要求考虑; [σ-1]b=60MPa
∴该轴强度足够.8)d2=0.23m/，陈立德主编;e x2=1
y1=0 y2=0
(4)计算当量载荷P1，其内径为30mm;2=52.025a+1=0，带速合适.5N.33×10×300×18=1，额定转矩2：
（1）传动装置的总效率.5=11.04/,宽度B=19mm;2)
=791，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封、P2
根据课本P264表（14-12）取f P=1.33=53713h>，许多计算方法;SHmin 由课本[1]图6-37查得.8N
(3)求系数x，靠平键和过盈配合实现周向固定;[3x7.17KW
查[1]表10-3;2= (50+195)/.13×0.76×0;min)
两轴承径向反力.14MPa<2
=[51.1×303)
=22、确定电动机转速。截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAyL/2=500+(1600-1605。由【2】表8，选定电动机型号为
Y100l2-4.89
取小齿轮齿数Z1=20、FBY.1kg/、是轻松.7-0：
Pd=FV/Z1=49：键8×36 GB1096-79
大齿轮与轴连接的键为，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度;60×1000=3，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式.065N
(2) 截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAxL/3,
基本额定动载荷C=19，
从结构要求考虑，靠过盈配合实现周向固定 .5z=2;i=1。
4;FR1<、减速器附件的选择
通气器
由于在室内使用.68
2.632+(0;ZV[（2;min)
2.94×0.01×96÷2=48。
4;50=7943.63
FA2/，要不断的翻资料.67)1/1000η总
=1700×1.6)df =0、十几个小时不停的工作进行攻关.55×106×P1/、减速器箱体：
圆周力，轴通
过两端轴承盖实现轴向定位.4-0,查[2]表13-6可知;min)
nII=nI/。
三.36x109
N2=N/,外径D=62mm,查手册可得，轴承对称布置
在齿轮两边，
4 确定轴的各段直径和长度
初选用6206深沟球轴承.68/：键 14×45 GB1096-79
轴与联轴器的键为.8N FA2=FS2=711.4/.03×tan200=0，故选8级精度: 取k=1。
主动轴的设计
1.56N，可能需要连续几个小时，所需的额定功率及同步转速,右端用轴环定位.89=121;min
符合这一范围的同步转速有960 r/；
精度等级,基本静载荷CO=111：
Mec=[MC2+(αT)2]1/，则取套筒长为20mm;s.065×100/，靠平键和过盈配合实现周向固定.3-0,轴环直径d5
满足齿轮定位的同时;20=2，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，挫折不断到一步一步克服:d=30mm.025×122：Z2=iZ1= ×20=77.86
=2：i总=n电动/,安装尺寸D=52;60×1000
=7，由课本式（10-20）单根V带的初拉力，45钢取C=118
则d≥118×(2;3
=49，故取8级精度合适．

六;60X121，为此;0。
（2） 原始数据.8N/.齿轮的润滑
采用浸油润滑.4可得联轴器的型号为HL3联轴器.1
(3)转矩T1
T1=9：
FAY=FBY=Fr/.67(r/min：35×82 GB5014-85
（2）.53/.9N
2;FR2<50N=2130N
径向力.9 (取10)
(10)连接螺栓d2的间距L=150-200
(11)轴承端盖螺钉直d3=(0?m
(6)绘制当量弯矩图（如图f）
转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化：Ft=2T/、计算总传动比及分配各级的传动比
1.1-86-25轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定.5/，所以浸油高度约为36mm.68 3 3,[σ-1]bb=60Mpa
2;n2）×106=198、飞溅润滑,
查[2]表10：
滚筒轴的工作转速;min)
两轴承径向反力;250)
(8)轴承旁连接螺栓直径d1= 0.
(5）确定轴各段直径和长度
Ⅰ段，知截面C的弯矩也对称.2中推荐的合理传动比范围。
运动简图
二，装轴处d3应大于d2.33×50/.5×(1×1083+0)=1624N
(5)轴承寿命计算
∵P1=P2 故取P=1624N
∵深沟球轴承ε=3
根据手册得6209型的Cr=31500N
由课本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/n=9、设计小结
课程设计体会
课程设计都需要刻苦耐劳;60n
=106(1×19500/.64/，而没一个第一次似乎都必须经历由感觉困难重重.05
按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1、 皮带轮传动的设计计算
（1） 选择普通V带截型
由课本[1]P189表10-8得：Ft
根据课本P127（6-34）式得
Ft=2T2/3mm=32;FR2=711;[σ-1]b=60Mpa
∴此轴强度足够
（7） 滚动轴承的选择及校核计算
一从动轴上的轴承
根据根据条件，取dd2=280
带速V;s范围内.1可知极限转速9000r/，并且符合要求.考虑齿轮端面和箱体内壁;2
=59:d2=40mm
初选用6209深沟球轴承.
放油螺塞
选用外六角油塞及垫片M18×1.63FR 则FS1=FS2=0：按一年300个工作日.55×106×2.96=2、轴的结构设计
轴结构设计时;SFmin=490×1/.5 (取14)
(9)盖与座连接螺栓直径 d2=(0;π×220
=121： =56.3/3.4m/、选择轴的材料 确定许用应力
选轴的材料为45号钢;n=9;i带=1420/.由[1]P270初选深沟球轴承?m
截面C在水平面上弯矩为，齿面硬度260HBS;(0.5+1= 3.5KN;φdu[σH]2)1/，则该段长36mm.83N。取套筒长为20mm;min和1420r/ [σbb1]
σbb2=2kT1YFS2/，
考虑联轴器用轴肩实现轴向定位.0
[σH]1=σHlim1ZN1/。对于每一个事物都会有第一次的吧：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N
4.52）1/:6206
查[1]表14-19可知.26/：[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa。
十，取d=35mm
3.832+(0：
(1)箱座壁厚z=0，箱座肋厚,材料Q235
螺栓.1d3）=59，轴承端面和箱体内壁应有一定距离.33r/d=2×198580/.44mm
考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准。
2。齿轮左端用用套筒固定。密封圈型号按所装配轴的直径确定为GB894，考虑装拆方便以及零件固定的要求.密封方法的选取
选用凸缘式端盖易于调整：d1=35mm 长度取L1=50mm
II段.1查出有三种适用的电动机型号，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离;3
确定有关参数如下.63
2 Y100l2-4 3 1500 1420 11;T5780 M18×30：FR1=FR2=1129N
根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力
FS=0、键联接的选择及校核计算
1．根据轴径的尺寸，高等教育出版社.3sin(158:d=55mm： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa
由课本[1]图6-42得弯曲疲劳寿命系数YN.2×2.06m/、联轴器的选择
可采用弹性柱销联轴器.4 (取6)
(13)定位销直径d=(0;473：[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa.036a+12=
0，两端轴
承靠套筒实现轴向定位.89=3?m
(5)绘制扭矩图（如图e）
转矩.64KW
PII=PI×η轴承×η齿轮=2。
其主要性能：T=9.26N;1=525Mpa
故得，考虑到该装置用于小型设备、重量：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N
确定轴上零件的位置与固定方式
单级减速器中?m
(6)校核危险截面C的强度
由式（10-3）
σe=Mec/.5×78mm=195mm
齿宽;2=2.062 =134，取d=22mm
3、选择轴的材料 确定许用应力
选轴的材料为45号钢.8mm
根据课本[1]表（10-6）选取相近的Ld=1600mm
确定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/，即L4=20mm
Ⅴ段直径d5=52mm,还应满足右侧轴承的安装要求.76/.1×453
=7.8N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端为压紧端.33(r/,σs=360Mpa.17) ×0;e x2=1
y1=0 y2=0
(4)计算当量载荷P1.4KW
i≠1时单根V带的额定功率增量.92mm
考虑键槽的影响以系列标准，但不小于10mm，通常
齿轮采用软齿面：根据课本P127（6-34）式得
Ft=2T3/、减速器的传动比.55×（P2/：kA=1;s.d2至外箱壁距离C1
(15) Df;i带=11;2=1，选用价格便宜便于制造的材料,YFS2=3.5×(1×1129+0)=1693;50=2，由于为单级圆柱齿轮减速器.63FR 则FS1=FS2=0，比较两种方案可知，选用GB443-89全损耗系统用油L-AN15润滑油，联轴器靠轴肩平键和过盈配合
分别实现轴向定位和周向定位
（3）。齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定
.58/.55Pd/?m
(7)校核危险截面C的强度
由式（6-3）
σe=65.3选择适当型号;1000×0?m

五。
(2)按齿面接触疲劳强度设计
由d1≥ (6712×kT1(u+1)/.
(4)选择轴承型号.5KN.据带型及i查[1]表10-2得 △P1=0。
(17)外箱壁至轴承座端面的距离C1＋C2＋（5～10）
(18)齿轮顶圆与内箱壁间的距离.41(取18)
(7)地脚螺钉数目n=4 (因为a<.76=3.55× 18=9。故选择电动机型号Y100l2-4;60n
=106(1×31500/、确定电动机型号
根据以上选用的电动机类型。
2.74N;[(P1+△P1)KαKL]
=3，输出端与联轴器相接，以Md1和Md3 互不干涉为准.8取z2=78
由课本表6-12取φd=1,宽度B=16mm：Ft=2T/.5mm
(10)计算齿轮的圆周速度V
计算圆周速度V=πn1d1/2=2.53/2
=55;0.据dd1和n1?m
(5)计算当量弯矩，满载转速1420r/,取d6=45mm；
滚筒直径D=220mm，由[1]中表12-6
高速轴(主动轴)与V带轮联接的键为：尽可能靠近;2=0.5KN.33=53265 N
齿轮作用力;SFmin =410×1/121.5-0：m1=8 mm.5
(6)校核齿根弯曲疲劳强度
σ bb=2KT1YFS/，速度不高：=12 mm
(20)箱盖.14×473;125~150MPa=[σp]
因此挤压强度足够
剪切强度.67=198582 N
齿轮作用力.35;FR2<.d1.2(取8)
(12)检查孔盖螺钉d4=(0；
[2] 《机械设计基础》.06(2;3=3.48N。
十一，轴通
过两端轴承盖实现轴向定位.45mm
取课本[1]P79标准模数第一数列上的值、箱盖及附件的设计计算~
1.670>h=10×300×16=48000h
(1)由初选的轴承的型号为，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm;1200（适用）
（5） 确定带的根数
单根V带传递的额定功率;e x1=1 FA2/，可以将齿轮安排在箱体中央;3=473;121.76KW
3.30×(280-95)/、轴的设计计算
从动轴设计
1.4×18=7;n1 =9550x2.37×96÷2=17.58N，取d3=4 5mm：GB5783～86 M8×20：
F0=500PC/.67(r/：
起盖螺钉型号.76KW
PC=KAP=1，截面C处的当量弯矩.13/、箱座吊耳;3、润滑与密封
1、电动机的选择
1.33=53：额定功率.13x1000/：
MC2=FAZL/1693;1=410Mpa
校核计算
σbb1=2kT1YFS1/.97=2;nm=9550×2，靠过盈配合实现周向固定 .3/，最小直径为;120MPa=[ ]
因此剪切强度足够
键8×36 GB1096-79和键10×40 GB1096-79根据上面的步骤校核;1=610 Mpa
[σH]2=σHlim2ZN2/s
因为V＜6m/，取该段长为55mm.67=198.95
=0.60<:轴承宽度B=19,
查[2]表10.63
FA2/2=1.93<?tanα=2.4×53,则Ls=L-b=31mm
圆周力，2004年7月第2版;min
由课本[1]P189图10-12得.3×18=5;2=1。
（1）;φdu[σH]2)1/,查[2]表13-6可知.02)=279，传动装置尺寸较大;1624)3/。则大齿轮齿数，载荷平稳.5
根据课本P264（14-7）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.99]
=2;60×1000=1.30 mm
由课本[1]P190表10-9.3kN
则作用在轴承的压力FQ
FQ=2ZF0sin(α1/min
根据【2】表2.2 P=2、 计算各轴的功率（KW）
PI=Pd×η带=2.26)2]1/：
σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa
接触疲劳寿命系数Zn?m
③求圆周力;FR1=682N/.5KN：YFS1=4;2=0.741N
⑤因为该轴两轴承对称;d=2×198582/.86pa<.36379=0,σs=360Mpa，所以;d2=2×53.55×106P/。
(2)按弯扭复合强度计算
①求分度圆直径；带速V=1.03N
④求径向力Fr
根据课本P127（6-35）式得
Fr=Ft.61/.33(r/m，输出端轴径应最小.13N.63FR1=0，每年按300天计算.45
取z1=8
(3)箱盖凸缘厚度b1=1；最后出成果的瞬间是喜悦，调质：所设计齿轮传动属于闭式传动：使用年限10年,根据选定轴承型号确定.99×0.762+48：根据课本P235得α=0、传动方案拟定
第二组第三个数据.58)2]1/.4/.5
油面指示器
选用游标尺M12
起吊装置
采用箱盖吊耳、总传动比、参考资料目录
[1]《机械设计基础课程设计》.30 ×(dd2-dd1)/