前言
随着科学技术的发展和加入WTO后给中国汽车行业的重大冲击，为了运行车辆有良好的技术状况，维修企业所面临的形势日趋严峻。因此，运用先进的科学技术让保修作业变得机械化、文明化，以提高劳动生产率及维修质量，延长车辆寿命，降低劳动强度已成为当务之急，为此，我选择了本次设计题目—研究和设计适用于我国汽车维修企业特点的、体积小、重量轻、效率高、操作方便、结构简单、适用范围广的汽车U型螺栓螺母拆装机。同时随着现代工业的发展，机械化和自动化水平的不断提高，各工业部门需要大量减速器，并要求减速器的体积小、重量轻、传动比大、效率高、承载能力、大运转可靠以及寿命长等。减速器的种类虽然很多，但普通的圆柱齿轮减速器的体积大、结构笨重；普通的蜗轮减速器在大的传动比时，效率较低；摆线针轮行星减速器虽能满足以上提出的要求，但其成本较高，需要专用设备制造；而渐开线少齿差行星减速器不但基本上能满足以上提出的要求，并可用通用刀具在插齿机上加工，因而成本较低。
渐开线少齿差行星减速器是一种新型减速器，随着我国社会主义建设的飞速发展，国内已有许多单位自行设计和制造了这种减速器，并已日益广泛地应用在国防、矿山、冶金、化工、纺织、起重运输、建筑工程、食品工业和仪表制造等工业部门的机械设备中，今后将会得到更加广泛的应用。
目前，少齿差减速器在设计和制造过程中，还存在一些问题，如输出机构精度要求较高，对大功率减速器无实践经验，一些计算方法和图表还很不完善等等。有待今后将对以上问题进一步进行实验研究，以求改进和提高。
由于时间和水平有限，设计书中错误和不妥之处在所难免，希望批评指正。
一、传动装置的总体设计
1.1 传动装置的总体设计任务：
确定传动方案，选择电动机型号，合理的分配传动比及计算传动装置的运动和动力参数，为设计计算各级传动零件准备条件。
合理的传动方案，应能满足工作机的性能要求，工作可靠，结构简单，尺寸紧凑，加工方便，成本低廉，效率高和使用维护方便等。要同时满足这些要求比较困难，因此，应统筹兼顾，保证重点要求。
1.2 电机的选择
由于一般生产单位均用三相电源，故无特殊要求时都采用三相交流电动机，
一般选择三相异步Y系列电动机。
电动机功率选择是关键，选择是否恰当，对电动机的工作和经济性能都有影响，功率过小不能保证工作机的正常工作，或电动机因超载而过早损坏，若功率过大，电动机的价格高，作用不能完全发挥，经常不在满载下工作，效率和功率因素较低，造成浪费。
根据设计所给的原始数据，拆装机要求的输出转矩Me=550Nm, 转速n=24r/min.
Me=9550p/n ∴ P=Me·n/9550=550×24/9550=1.38kw.
Pr=Pw/η
式中Pw：工作机所需有效功率
η：电动机到工作机的总效率
根据目前的一般制造水平，少齿差减速器的效率可达0.85
所以 Pr=Pw/ =1.38/0.85=1062kw
查表4.12－1可选Y系列三相异步电动机Y100L1-4型。额定功率Po=2.2kw. 额定转速n=2000r/min. 额定电流i=5A. 由表4.12-2查得电动机中心高H=100mm,外伸轴段D×E=28mm×60mm.
二、减速器结构形式的确定及原理
根据使用情况和安装条件确定机座的结构形式，诸如采用卧式还是立式以及是否
由电动机直接驱动等。由于汽车U型螺螺母拆装机要求移动方便，结构小巧，质量轻，所以应选择电机驱动。
2.1根据传动比的大小确定结构的形式。
少齿差减速器的结构型式较多，常见的型式可按输出的型式、减速器的级数、行
星齿轮的数目、使用安装的型式分类。
其中按输出型式可分为：
销轴式 这种减速器使用历史较长，应用范围较广，实践证明效率较高；在高速连续运转，功率较大或扭矩较大的使用场合下，可采用销轴式输出机构
十字滑块式 这种结构形式较简单，加工方便，但是承载能力及效率较销轴式低， 常用于小功率、只有一个行星齿轮的结构中。
浮动盘式 这种结构形式较新颖，比销轴式容易加工，使用效果好。但对其效率 和承载能力还缺乏测试数据。
零齿差式 零齿差式输出机构的零件数量要少一些，结构紧凑、制造方便；
双曲柄式 高速轴减速后带动行星齿轮，动负荷小。这种结构的轴向尺寸较大，加工精度要求高；
综合以上资料和设计思路，我选择销轴式少齿差减速器。
2.2减速器工作原理
第一 减速部分： 当电动机带动偏心轴转动时，由于内齿轮与机壳固定不动，迫使行星齿轮绕内齿轮作行星运动（即作公转又作自转）；又由于行星齿轮与内齿轮的齿数差很少，所以行星齿轮绕偏心轴中心所作的运动为反向低速自转运动。利用输出机构将行星轮的自转运动传递给输出轴，就可以达到减速的目的。
第二 输出部分： 从结构上保证行星轮上的销孔直径比销轴套的外径大二倍偏 心距。在运动过程中，销轴套始终与行星齿轮上的销孔壁接触，从而使行星齿轮的自转运动通过轴套传给输出轴，以实现与 输入轴方向相反的减速运动。
销轴式少齿差减速器工作原理图如下图1-1
K——内齿轮；H——偏心轴；V——销轴输出机构
齿轮的设计
3.1 分配传动比
传动装置的总传动比可根据电动机的满载转速n和工作机的转速nw确定。
由i总=n/nw=2000/24=83
据表4.2.9查取i锥=1.8
∴i少=i总/i锥=83/1.8=46
3.2 确定齿数差和齿轮齿数
3.2.1 齿数差的确定
传动比i的绝对值等于行星轮齿数除以中心轮与行星轮的齿数差，齿数差愈小，则传动比i的绝对值愈大，因此为了得到较大的传动比，希望齿数差小，一般取齿数差为1～4，所以取齿数差为1。
3.2.2 齿轮齿数的确定
由于内齿轮和外齿轮传动比i=46,齿数差为1，用相对速度法计算外齿轮齿
数，当内齿轮固定不动时，即W2=0的速比计算。
外齿轮的齿数Z1，由少齿差行星齿轮减速器的速比公式：
求得，即
Z1=|iHI|=46
内齿轮的齿数Z2为， Z2= Z1+1=47
3.3 模数的确定
3.3.1 行星轮转速 N1=2116/46=46r/min
3.3.2 在偏心轴上安装两个行星轮，则一个行星轮上的转矩可由《机械零件》109页式（7-1）求得，并设输入滚动轴承效率η’=0.98 ， 故 P1=P*η’
则T1= =447600N·mm
3.3.3 选择齿轮材料和确定许用齿跟弯曲应力。
外齿轮选用45号钢，调质，硬度HBS=217~255。齿轮的由《机械零件》108页表7-1中，查得弯曲极限应力σlim1=650Mp。
内齿轮选用45号调质后表面淬火，硬度HRC=40-50,查得齿轮的弯曲极限应力σlim2=850MP。
3.3.4 使用系数KA和动载荷系数KV
使用系数KA，因原动机是电动机，工作机有振动，按表7-3以及图7-8查得使用系数KA=1.25，动载荷KV=1.42（取齿轮的传动平稳精度为8级）
3.3.5 计算模数
因YF1/σFP1=2.347/650>YF2/σFP2=2.346/850 （YF 为齿形系数）
所以，按外齿轮校核，并由表7-8查得：取齿宽系数Φd=0.2。
根据《机械零件》117页7-7校核公式：
m≥(T1 YFa1KAKV/ΦdZ12σFP2) 1/3=1.69
所以：取标准模数m=2
3.3.5 计算圆周速度和验算动载荷系数
圆周速度V=πmZ1|N1-NH|/(60×1000)
=3.14×5×46|-46-2116|/(60×1000)
=26m/s
由图8-15中查得KV=1.42，与计算中采用的值接近，又因模数=2，故尺寸系数也与计算中的值一致，所以以上计算的值不需调整。
3.4 渐开线少齿差内齿轮副的几何
1.模数: m=2
2.原始齿行角: ＝20º 查表＝0.36397
3.齿顶高系数 : =0.8
4.外齿轮齿数: =46(滚齿)
5.外齿轮变为系数: 取＝1.02
6.啮合角: 取 ＝55.9898º
查表 ＝0.559340 ＝1.48499
7.内齿轮齿数: ＝47 （插齿）
8.内齿轮变位系数: ＝（0.504785-0.014904）+1.02＝1.693
9.插齿刀齿数: 选用 ＝25（GR 70-60）
10.插齿刀的变位系数: 取＝0 计算
11.插齿刀和被切内齿轮的切削啮合角:
＝0.014904+（1.6974-0）/(47-25)*2*0.3639=0.07106
查表 ＝32.671º
12.插齿刀和被切内齿轮之间的中心分离系数:
＝ （-1）＝1.2793
13.标准中心距: ＝ (-)=1
14.安装中心距: A＝＝1.675
15.中心距分离系数: ＝ ＝0.3375
16.齿顶高减低系数:
＝-+＝0.3375-1.2793+1.02＝0.0782
17.齿顶高
外齿轮:
内齿轮：
18.分度圆
外齿轮：
内齿轮：
19.齿顶圆半径
外齿轮：
内齿轮：
20.基圆半径
外齿轮：＝46*0.93693＝43.0988
内齿轮：
21.齿顶压力角
外齿轮：
tan=0.564
inv=0.05048
内齿轮：
tan=0.4403
inv＝0.02555
22.验算重合系数： >1
＝
＝1.072>1 符合要求
23.验算齿顶相碰：>0
48.115+1.675-49.4836=0.3064>0 符合要求
24.验算齿廓重迭干涉：＝＝
＝-0.8227
＝180º-34.644º＝145.356º＝2.5369弧
＝＝-0.7889
＝142.0828＝2.4798弧
＝46（inv+）+（47-46）inv-(inv+)>0
=46(0.050482+2.5369)+0.504785-47(0.025549+2.4798)
=1.773>0 符合要求
25.外齿轮跨测齿数：
＝25.83º
＝*46+0.5＝7.101 取＝7
26.外齿轮公法线长度： 41.0613
27.内齿轮跨测齿数：
＝25.92º
取7
28.内齿轮公法线长度：
29.圆棒直径：
取
30.跨棒距：
31.全齿高 外齿轮：
内齿轮：
3.5 齿轮宽度的确定
一般圆柱齿轮的宽度按式b=Φd· d计算.
外齿轮 b1=Φd· d1=0.2*9220mm
内齿轮 b2=Φd· d2=0.2*9620mm
四、直齿圆锥齿轮的设计
4.1 根据接触疲劳强度确定齿轮主要尺寸
1.选择齿轮材料并确定许用应力
大小齿轮选用同样的材料：45号钢，经正火处理．硬度HB162～217, δ-1=28
公斤／毫米2
许用接触正应力为：
[σ]jc=1.72δ-1=1.72×28=48.16公斤／毫米2
许用弯曲应力为：
[σo]u=1.4δ-1/nK=1.4×28/(1.4×1.5)=18.6公斤／毫米2
2.确定节锥母线长度Lf
取i=1.8 nT=46r/min N=12.5马力 ΨL＝1/3 Ko=1.5
∴Lf=3250(i2+1)1/2｛Nko/(nTi2[σ]jc2｝1/3
=130
3.确定齿轮模数
取小齿轮齿数 Z1=20
则大齿轮齿数 Z2=iZ1=2.45×20=36
查表得Ψf1＝22° Ψf2=90-22=68°
最大模数按下式确定：
m=2 LfsinΨf1/Z1=2×130sin22°/20=2.28 mm
按JB110-60规定取m=2.5 mm
实际节锥母线长度为：
Lf=mZ1/2sinΨf1=2.5×20/(2sin22°)=73.94 mm
4. 确定其它尺寸
小齿轮：
分度圆直径 df1=mZ1=2.5×20=50 mm
齿顶圆直径 De1=df1+2mcosΨf1=50+2×2.5cos20°=55.32 mm
齿跟圆直径 Di1=df1-2.5mcosΨf1=50-2.5×2.5cos20°=43.35mm
锥距 R=mZ1/2sinΨf1 =50/2*sin20°=74 mm
大齿轮：
分度圆直径 df2=mZ2=2.5×36= 90mm
齿顶圆直径 De2=df2+2mcosΨf2=90+2×2.5cos68°=91.88 mm
齿跟圆直径 Di2=df2-2.5mcosΨf2=90-2.5×2.5cos68°=87.66 mm
锥距 R=mZ2/2sinΨf2 =90/2*sin68°=48.39 mm
齿顶角 re1=re2arctgm/Lf=arctg5.5/145.5=2°10'
齿跟角 ri1=ri2=arctghi/Lf=arctg1.25×5.5/145.5=2°42'
齿宽 B=ΨLLf=1/3×73.94=24.67 mm
圆整后取B=25 mm
4.2 核算齿的弯曲疲劳强度
1）确定引用齿数和齿形系数
引用齿数 Zy1=Z1/cosΨf1=20/cos22°=22
Zy2=Z2/cosΨf2=36/cos68°=96
齿形系数 (查表7-7）
y1=2.8 y2=2.44
2)核算小齿轮的弯曲强度
确定齿的弯曲应力
σu1=PuKo/ (r1Bmcpcosαf )
mcp=m(1-B/2Lf)=5.5(1-36/2×145.5)=4.82 mm
因为 Vm=πZ1n1mcp/60×1000=4.64m/s
所以 Pu=75N/Vm=75×12.5/4.64=202公斤
故得 σu1=PuKo/ (r1Bmcpcosαf )
=202×1.5/（0.407×36×4.575×cos20°)
=4.82公斤/毫米2<[σo]u=18.6公斤／毫米2
上式结果说明齿的弯曲强度足够。
4.3 校核载荷系数
按下式确定系数K2
K2=1.3(1-θ)+θ=1.3×(1-0.6)+0.6=1.12
选择齿轮加工精度为7级精度，由表7-5查得K1=1.1,
则载荷系数Ko=K1K2=1.1×1.12=1.232>1.12
上述结果表明，实际载荷系数比原定载荷系数大，应核算接触疲劳强度。
4.4 核算接触疲劳强度
确定接触正应力 ：
由式2-12赫兹应力公式得
σjc=89500{NKo(i2+1)3/2/nTB}1/2i(L-0.5B)/
=43公斤/毫米2<[σ]jc=44.7公斤/毫米2
由此可见，接触疲劳强度也是够的，所以，所设计的直齿圆锥齿轮符合要求。
4.5直齿圆锥齿轮的强化
可以通过改善齿轮结构，选择强度较高的材料以及采用最合理的机械加工和
热处理工艺等方法来提高齿轮的强度和寿命，此处还可以采用强化热处理法使齿轮工作表面获得所需要的机械性能，从而大大提高齿轮的使用特性和某些强度特性。
五、轴的设计
5.1轴直径的确定
5.1.1 初步估计减速器高速轴外伸段轴径
d=(0.8~1.0)d电机=(0.8~1.0)×28=22.4~28mm
5.1.2 选择联轴器，确定减速器外伸段轴径
根据传动装置的的工作条件拟选用TL型弹性套柱销联轴器(GB4323-85),计算转矩Tc为：
Tc=KT=1.5×14.8=22.2Nm
式中T—联轴器所传递的名义转矩
T=9550P/n=9550×2.2/2000=10.5Nm
K—工作情况系数，由文献[1]中表11-1查得K=1.25~1.5，本设计取K=1.5。
查TL6联轴器，公称转矩Tn=250Nm＞Tc=22.2Nm,许用转速[n]=3300r/min＞no=2000r/min,轴孔d=15*15mm,电动机d=14*14mm,所以TL6 联轴器能满足要求。
5.1.3 低速轴外伸轴段轴径的计算
低速轴外伸轴段轴径按式d=A0(p/n)1/3 计算。
式中 A0—与轴的材料有关的许用扭剪应力系数，
有表9-3 选取轴的选用的材料为40Cr 其A0=107~90。材料好，估计轴伸处弯矩较小时取小值，反之取大值，本设计取A0=90.
p—轴传递的功率，kw
n—轴的转速，r/min
∴ 低速轴外伸段轴径dA0(p/n) 1/3 =90×(2.2/24) 1/3 =23.1
故：输出轴直径D大于23mm都符合强度要求。
5.2轴的结构设计
5.2.0轴的径向尺寸的确定
查表4.6-1~4.6-4
偏心轴：
取d1=21mm, d2=22mm, d3=30mm, d4=45mm, d5=30mm，d6 ＝20mm
输出轴： 取d1=84mm, d2=64mm, d3=44mm, d4=32mm，d4＝30
5.2.1 轴的轴向尺寸的确定
轴上安装零件的各轴段长度，由其上安装的零件宽度及其他结构要求确定。根据设计所需取偏心轴 ：
L1=30mm, L2=20mm, L3=20mm, L4=5mm, L5=20mm，L6 ＝20
输出轴：
L1=7mm, L2=15mm, L3=16mm, L4=92mm
5.3轴承型号和材料的选择
5.3.1 轴承型号的选择
初选滚动轴承型号，根据以上具体尺寸，查表4.6-1，选择滚动轴承6209GB/T276-94.
5.3.2 轴承材料的选择
轴材料的选择主要根据工作条件并考虑制造因素而确定，本设计轴选用45钢、正火、调质处理
5.4轴的外伸长度的确定
轴的外伸长度与外接零件及轴承盖的结构有关，一般取5~10mm，根据设计
尺寸和要求，取轴的外伸长度为10mm.
5.5轴的强度计算及校核
对于只承受转矩作用或主要承受转矩作用的传动轴，其强度条件为
σ=T/WT≤[σ] Mp
式中σ—轴的扭剪应力，Mp
T—轴传递的转矩，Nmm
WT—轴的扭截面模量，mm3
[σ]—轴材料的许用扭剪应力， Mp
WT=∏d3/16≈0.2 d3
高速轴 WT=0.2×263=3515.2mm3
σ=14.8×103/3515.2=4.2＜[σ]=30~40 Mp
低速轴 WT=0.2×45.13=18346.8mm3
σ=550×103/18346.8=29.98＜[σ]=30~40 Mp
上述表明轴的强度足够。
5.6轴承的寿命计算
预计轴承的寿命为L10h ’ =2000h
计算公式：L10h=106(C/P)∑/60n, h
式中P—当量动载荷，N
∑—寿命指数，滚子轴承取∑=10/3
n —轴的转速，r/min
C—基本额定动载荷，N
查手册，60129轴承的C=24500N,C0=17500,确定当量动载荷P
P=fm(XR+YA)
式中fm—力矩载荷系数，取fm=2
X—径向系数
Y—轴向系数
R—径向载荷,N
A—轴向载荷,N
由齿轮减速器输入轴可算得 A=530N, R=1700N
∴A/C0=0.03 查表9-6 e=0.22
A/R=0.31＞e 由表9-6查得X=0.56 Y=1.99
∴P=2×(0.56×1700+1.99×530)=4013
∴L10h=106(24500/4013) 10/3=2668.6h＞L10h ’ =2000h
∴轴6029适用。
六、转臂轴承的设计
6.1 初步估计行星轮内安装转臂轴承的孔径DB和宽度bB
根据式8-45得DB＝（0.4～0.55）d1=（0.45～0.55）2*46
=41.4～50.6 mm
根据式8-46得bB＝b=20
6.2计算转臂轴承上的动载荷C
齿轮上承受的法向力Fn由式8-2计算得
Fn=T1/rb1=189457/57.2cos20°=3508 N
作用在齿轮上节点处的圆周力Ft′，由式（8-3）得
Ft′=Fncosα′=3508×0.626=2196N
作用在齿轮节点处的径向力Fr′，由式（8-4）得
Fr′=Fnsiaα′=3508×0.779=2733N
销轴作用在行星轮上平均合力∑Qim,由式（8-1）计算
∑Qim=4T1/π Rw
式中Rw值尚未确定，在计算销轴作用力的合力时，可近似地取
Rw≈0.75 rb1 =0.75×57.5=43mm
则 ∑Qim=4×189457/π×43=5612N
轴承上的载荷由式（8-12）计算，即
FB=[ Ft′2+( Fr′+∑Qim)2]1/2
=8629N
当量动载荷F=fd ·FB,根据资料[1]得fd =1.3
F=1.3×8629=11217N
转臂轴承所承受的动载荷C，根据式（8-47）计算并暂取轴承寿命Lh=4000小时，采取滚子轴承（e=10/3），则
C=F(60nLh/10 6)1/e
=78519 N
6.3按DB初，B初及C计选择轴承型号
据资料[1]选用单列同心短圆柱滚子轴承N211E型，其主要参数为：
额定动载荷为C=57.2KN
轴外径DB=104mm
内径d=56mm
轴承宽度bB=20mm
6.4计算轴承寿命
由式（8-42）得
Lh=(106/60n)×(C/F)10/3
=7289小时
七、减速器的其他附件
7.1 检查孔及其盖板
为了检查传动零件的啮合情况，接触斑点，侧隙并向箱体内注入润滑油，在箱体能直接观察到齿轮啮合部位的位置设置检查孔，其大小应允许将手伸人箱内，以便检查齿轮啮合情况。
7.2 通气器
减速器工作时，箱内温度升高，气体膨胀，压力增大。为使箱内受热膨胀的气体能自由地排出，以保证箱体内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面和轴伸或其他缝隙渗漏，在箱体顶部装设通气器。
7.3 轴承盖和密封装置
为了固定轴系部的轴向位置并承受轴承载荷，轴承座孔两端轴和盖封闭，在轴伸处的轴承盖是透盖，透盖中装有密封装置。
7.4 定位销
为了精确地加工轴承座孔。并保证每次拆装后轴承的上下半孔始终保持加工时的位置精度，在精加工轴承座孔前，在上箱盖和下箱座的联接凸缘上配装定位销。
7.5 油面指示器
为了检查减速器内油池油面的高度，以保证油池内有适当的油量，在箱体便于观察，油面较稳定的部位装设油面指示器。
7.6 放油螺塞
换油时，为了排出污油和清洗剂，在箱体底部，油池的最低位置处，开设放油孔，平时放油孔用带有细牙螺纹的螺塞堵住，放油螺塞和箱体接合面加防漏用的垫圈。
八、电路工作原理的设计
8.1 电机正转、反转
当合上三相刀开关QS，电流继电器KA得电，常开触头KA1闭合，再按下起动按扭SB1和SB2,此时线圈KM1得电，常开触头KM1闭合，起自锁作用，此时电机正转，绿灯亮，反之按下起动按扭SB1和SB3，则电机反转，蓝灯亮。
8.2 扭矩的自动控制
扭矩的控制通过波段开关调节，通过电流继电器的电流大小来控制电动机的输出功率。
电流继电器主触头在断开主电路时，触头间会产生弧光放电现象，电弧的高温会将触头烧损，并使电路的切断时间延长，严重时引起火灾，故接入电容C用以灭弧。
当扭矩过大时，电机发生堵转，电路中的电流急剧增大，这时电流继电器的电流也随之增大。当增大到超过其额定电流时，继电器KA被断开，此时电动机失电，从而停止转动。
结论
以上是对汽车U型螺栓螺母拆装机设计的全过程，主要思路可理为：首先，根据拆装机所要求的输出转矩和转速计算出电动机的功率和额定转速，从而正确选择电动机。再设计渐开线行星齿轮减速器的齿轮、偏心轴、直齿圆锥齿轮，以及进行转臂轴承、螺栓、螺母和键等主要零部件的选择。同时对受力零部件进行了强度校核和寿命计算。
本设计按汽车U型螺栓螺母拆装机的实际工作需要完成本次设计，设计过程严谨细致。设计结果有效，符合实际生产、工作需要。
设计中，参考了大量相关的书籍和资料，理论结合实际，在保持传统汽车U型螺栓螺母拆装机内容的基础上增添新颖的内容。
致谢词
在此设计完成之际，特别感谢指导老师周明安给予我的指导帮助，以及同小组的同学和其他同学的帮助。没有他们的帮助和协作，也就不可能有此设计的顺利完成。在此，还需要感谢给我们提供汽车U型螺栓螺母拆装机的公交修理厂和厂里的工作人员给我的指导帮助。感谢他们在百忙之中抽出时间给我们剖解拆装机，并细心地讲解拆装机的工作原理，使我们对汽车U型螺栓螺母拆装机的构造有了深刻的印象和理解，从而加快了我们的设计进程。
主要参考文献
[1]、《机械零件》吴宗泽主编 中央广播电视大学出版社 1985.6
[2]、《机械零件设计手册》扬黎明主编 国际工业出版社 1986.12
[3]、《机械零件课程设计手册》卢颂锋主编 中央广播电视大学出版社 1986.12
[4]、《机械原理》张世民主编 中央广播电视大学出版社 1992.10
[5]、《渐开线少齿差行星轮减速器》少齿差编写组 机械工业出版社 1978.9
[6]、《机械设计便览》郭芝俊等主编 天津科学技术出版社 1986
[7]、《机械设计手册》之二 徐灏主编 机械出版社 1995.12
[8]、《直齿圆锥齿轮》国营渭阳柴油机厂编著 国防工业出版社 1978.9
[9]、《渐开线少齿差行星传动》冯澄宇主编 人民教育出版社 1980.12
[10]、《机械设计》孔志礼主编 东北大学出版社 2000.3
[11]、《圆柱齿轮减速器优化设计》孙元骁主编 机械工业出版社 1988 |
ytchina
发表于 2007-7-20 16:35:59
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