课程设计：差速器的设计.doc

机械与车辆学院 汽车设计汽车设计 结课大作业结课大作业 2014 20152014 2015 学年第一学期 学年第一学期 设计题目差速器的设计差速器的设计 姓 名吴少韩 学 号 110403031001 班 级2011 级车辆工程 X 班 任课教师王思卓 成 绩 差速器的设计差速器的设计 1 目目 录录 一 一 传动方案的拟定传动方案的拟定 2 三 总体设计三 总体设计 2 一 传动比的分配 二 传动装置的运动和动力参数计算 四 传动零件的设计计算四 传动零件的设计计算 4 一 主减速器齿轮设计 二 差速器齿轮的设计 五 差速器的基本参数选择 设计与计算五 差速器的基本参数选择 设计与计算 12 12 六六 半轴的设计半轴的设计 18 七 滚动轴承的选择七 滚动轴承的选择 21 21 八 差速器壳体的设计八 差速器壳体的设计 21 21 九 本次课程设计的感受九 本次课程设计的感受 22 22 十 参考资料十 参考资料 24 24 差速器的设计差速器的设计 2 二二 传动方案的拟定传动方案的拟定 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器 差速器的设计差速器的设计 3 1 12 轴承 2 螺母 3 14 锁止垫片 4 差速器左壳 5 13 螺栓 6 半轴齿轮垫 片 7 半轴齿轮 8 行星齿轮轴 9 行星齿轮 10 行星齿轮垫片 11 差速器右壳 三 总体设计三 总体设计 1 传动比的分配传动比的分配 一档变比 主传动比 64 3 1 i55 3 0 i 总传动比 922 1255 3 64 3 ii01 i总 2 传动装置的运动和动力参数计算传动装置的运动和动力参数计算 主减速器主动锥齿轮所传递的扭矩 m 216 48996 0 64 3 140 10M NMi 主减速器从动锥齿轮所传递的扭矩 m 717 173696 0 922 12140 M0 NMi 总 差速器转矩比为24 1 S 1 24 1 S M M S B 2 mNMMM SB 717 1736 0 联立两式得 取为半轴齿轮mNMs 32 775 mNMB 40 961 mNMB 40 961 所接收的转矩 主减速器主动锥齿轮转速min 26 1236 64 3 4500 1 rinn 主 半轴齿轮转速rmpinn24 348922 12 4500 0 总 差速器的设计差速器的设计 4 由差速器原理知 021 2nnn 当车辆转向时其极限情况为内侧车轮不转 则另一侧车轮转速为rmpn48 6962 0 则当车辆转向时 半轴齿轮最大转速 最大转矩rmpn48 696 max mNM 40 961 max 表表 1 1 传动装置和动力参数传动装置和动力参数 名称 转速 n 1 minr 扭距 mN 传动比 i 发动机最大扭 矩 转速 M max 4500140 1 I 挡 4500140 3 64 主减速器主动锥 齿轮 1236 26489 216 3 55 主减速器从动锥 齿轮 348 241736 717 半轴齿轮 696 48961 40 四 传动零件的设计四 传动零件的设计 注 注 本计算采用西北工业大学编 机械设计 第八版 讲述的计算方法 有关设计 计算公式 图表 数据引自此书 一 一 主减速器齿轮的 主减速器齿轮的基本参数选择 设计与计算基本参数选择 设计与计算 差速器的设计差速器的设计 5 螺旋锥齿轮传动 图 a 的主 从动齿轮轴线垂直相交于一点 齿轮并不同时在全长 上啮合 而是逐渐从一端连续平稳地转向另一端 另外 由于轮齿端面重叠的影响 至 少有两对以上的轮齿同时啮合 所以它工作平稳 能承受较大的负荷 制造也简单 但 是在工作中噪声大 对啮合精度很敏感 齿轮副锥顶稍有不吻合便会使工作条件急剧变 坏 并伴随磨损增大和噪声增大 为保证齿轮副的正确啮合 必须将支承轴承预紧 提 高支承刚度 增大壳体刚度 本次课程设计采用螺旋锥齿轮传动 a 图 a 主减速器齿轮传动形式 a 螺旋锥齿轮传动 b 双曲面齿轮传动 c 圆柱齿轮传动 d 蜗杆传动 驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的 与传动系其它齿轮相比 具有载荷大 作 用时 间长 变化多 有冲击等特点 它是传动系中的薄弱环节 锥齿轮材料应满足如下要求 1 具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度 齿面具有高的硬度以保证有高的耐 磨 性 2 轮齿芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷 避免在冲击载荷下齿根折断 3 锻造性能 切削加工性能及热处理性能良好 热处理后变形小或变形规律易控制 4 选择合金材料时 尽量少用含镍 铬元素的材料 而选用含锰 钒 硼 钛 钼 硅等元素的合金钢 二 二 选择齿轮类型 材料和热处理 精度等级 齿轮齿数选择齿轮类型 材料和热处理 精度等级 齿轮齿数 1 按传动方案选用直齿轮圆锥直齿轮传动 2 主减速器受轻微冲击 速度不高 故选用 7 级精度 GB 10095 88 差速器的设计差速器的设计 6 3 材料选择 由所引用教材表选择直齿锥轮材料为 20CrMnTi 调质 硬度为110 300HBS 齿芯部 60HRC 齿面 4 选小齿轮齿数 则 取 16 1 z 8 561655 3 12 ziz 主 57 2 z 1 按齿面接触强度设计 由教材式 进行试算 即a910 3 2 1 2 1 5 01 92 2 u KTZE d RRH t 1 确定公式中各计算数值 1 初选载荷系数3 1 t K 齿轮 7 级精度 由图查得动载系数810 25 1 V K 直齿轮 1 FH KK 由表查得 7 级精度 小齿轮相对支承非对称布置时 910 15 1 beHFH KKK 故载荷系数438 1 15 1 125 1 1 HHVA KKKKK 2 计算小齿轮传递的转矩 m 216 48996 0 64 3 140 10 0M NMT i 3 由表选取齿宽系数710 33 0 R 4 由表查得材料的弹性影响系数610 5 由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限e2110 aE MPZ 8 189 大齿轮的接触疲劳强度极限 aH MP1600 1lim aH MP1600 2lim 6 由式计算应力循环次数 1310 1236 64 3 4500 1 n 差速器的设计差速器的设计 7 9 11 1003 3173008112366060 h jLnN 1052 8 55 3 1003 3 8 9 2 1 2 i N N 7 由图取接触疲劳寿命系数系数 1910 91 0 1 HN K93 0 2 HN K 8 计算接触疲劳许用应力 取失效率为 安全系数由式 10 12 得2 1 S MPaMPa S H H 33 1213 2 1 160091 0 K 1limHN1 1 aa H H MPMP S 1240 2 1 160093 0 K 2limHN2 2 MPa HH H 67 1226 2 21 2 计算 1 计算小齿轮分度圆直径 带入中较小的值 t d1 H 3 2 1 2 1 5 01 92 2 u KTZE d RRH t mmd t 25 72 6 3 33 05 01 33 0 1089216 4 438 1 67 1226 8 189 92 2 3 2 5 2 1 2 计算齿宽 b 及模数 nt m mmdb td 84 2396 7033 0 1 mmmm z d m t nt 51 4 16 25 72 1 1 差速器的设计差速器的设计 8 h 2 25 2 254 51 10 14mm nt m 35 2 h b 3 按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径 1 d mm K K dd t t 72 74 3 1 438 1 25 72 3 3 11 计算模数 n m 5 4 16 72 74 1 1 z d mn 3 按齿根弯曲强度设计 由式 得弯曲强度的设计公式为2410 3 22 1 2 1 1 5 01 4 F SaFa RR YY uZ KT m 确定公式内的各计算数值 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲强d2010 aFE MP1000 1 度极限 aFE MP1000 2 由图取弯曲疲劳寿命系数1810 86 0 1 FN K 89 0 2 FN K 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 由 得1 S1210 MPaMPa S K FEFN F 860 1 100086 0 11 1 MPaMPa S K FEFN F 890 1 100089 0 22 2 4 计算载荷系数 K 差速器的设计差速器的设计 9 438 115 1 125 1 1 FFVA KKKKK 查取齿形系数 56 3 tancot 1 2 1 2 21 d d z z u 31 7456 3 arctan 2 77 210 27 0 57 cos 5 01 2 222 2 z m d m d z R v m v v 取整 211 2 v z 6 16 56 3 211 22 2 1 u z z v v 17 1 v z 由表查得 510 97 2 1 Fa y06 2 2 Fa y 查取应力校正系数 由表查得 510 52 1 1 Sa y97 1 2 Sa y 计算半轴齿轮的 行星齿轮的 1t F 2t F 00525 0 860 52 197 2 1 11 F SaFaY Y 00456 0 890 97 1 06 2 2 22 F SaFa YY 大齿轮的数值大 设计计算 3 222 5 3 22 1 2 1 00525 0 156 3 16 33 0 5 01 33 0 1045312 3 438 1 4 1 5 01 4 F SaFa RR YY uZ KT m 3 63mm 对比计算结果 由齿面接触疲劳强度计算的模数大于齿根弯曲疲劳计算的模数 由于m 齿轮模数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的 差速器的设计差速器的设计 10 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 3 63 并就近圆整为标准值 4 m 所以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 所以 直齿锥齿轮的模数为4 m 取分度圆直径 修正齿数mmd72 74 1 取68 18 4 72 74 1 1 m d Z19 1 Z 则671955 3 2 Z 计算中心距 mm mZZ a172 2 21 计算大 小齿轮分度圆直径 计算齿轮宽度 mmdb d 28 24 1 圆整后取 mmB24 2 mmB22 1 三 三 主减速器主动齿轮与从动齿轮的强度校核 主减速器主动齿轮与从动齿轮的强度校核 由式 得弯曲强度的校核公式为 2310 5 01 FF R SaFat bm YYKF 1 因为其他参数都已知所以 只需计算主动齿轮的 从动齿轮的 齿宽和 1t F 2t F 1 b 2 b mmmZd mmmZd 268 76 22 11 差速器的设计差速器的设计 11 93 43 2 1 2 11 u mzb R 19 156 2 1 2 22 u mzb R mmNmN zm T d T F Rm t 10487 11 487 11 33 0 5 01418 312 3452 5 01 22 3 1 1 1 1 1 3 2 2 2 2 2 10469 11 33 0 5 01464 858 12252 5 01 22 mN zm T d T F Rm t 8 分别代入各参数 MPa mb YYKF R SaFat 23 508 33 0 5 01493 43 52 1 97 2 10487 11438 1 5 01 3 1 111 F1 所以主动锥齿轮强度合格 MPaMPa F 860 23 508 1F1 MPa mb YYKF R SaFat 30 128 33 0 5 01419 156 97 1 06 2 10469 11438 1 5 01 3 2 222 F2 所以从动锥齿轮强度合格 MPaMPa F 890 30 128 1F2 由式 10 25 得接触疲劳强度的校核公式为 5 01 5 3 1 2 1 H RR EH ud KT Z 把上式求的参数带入得 强度合格 44 1209 56 3 72 33 0 5 01 33 0 10312 345438 1 8 1895 32 3 1HH MPa 强度合格 89 339 56 3 256 33 0 5 01 33 0 10858 1225438 1 8 1895 32 3 2HH MPa 四 四 主 从动直齿锥齿轮的具体参数 主 从动直齿锥齿轮的具体参数 表表 2 2 主减速器主 从动直齿锥齿轮的几何尺寸计算用表主减速器主 从动直齿锥齿轮的几何尺寸计算用表 差速器的设计差速器的设计 12 序号项目计算公式计算结果 1模数mm 4 2主动锥齿轮齿数 1z 16 应尽量取最小值 19 1 z 3从动锥齿轮齿数2z67 2 z 4齿顶高mha 4 a h 5齿根高 mhf2 1 8 4 f h 6齿高mh2 2 8 8 h 7分度圆直径 2 1 d d mzd 268 76 2 1 d d 8分度圆锥角 2 1 2 1 1 arctan z z 12 90 00 1 16 7 15 74 2 9外锥距 R 2 2 1 1 sin2sin2 dd R 13333 133 R 10齿宽 bRb 35 0 25 0 25 33 b 11齿顶圆直径 2 1 a a d d cos2 zmda 270 8469 83 2 1 a a d d 12齿根圆直径 2 1 f f d d cos4 2 zmd f 26535 265 6877 66 2 1 f f d d 13齿顶角 2 1 a a z a sin2 arctan 00 2 00 1 272 1 275 1 a a 14齿根角 2 1 f f z f sin4 2 arctan 0 2 0 1 1 2 1 2 f f 差速器的设计差速器的设计 13 15顶锥角 2 1 a a aa 0 2 0 1 76 18 a a 16根锥角 2 1 f f ff 00 2 00 1 72 9 71 14 9 13 f f 五 差速器的基本参数选择 设计与计算五 差速器的基本参数选择 设计与计算 注 本计算采用化学工业出版社 汽车工程手册 讲述的计算方法 有关设计计算公式 图表 数据引自书 1 行星齿轮差速器的确定 1 选择齿轮类型 精度等级 材料及齿数 选择直齿圆锥齿轮 选用 7 级精度 材料为 20CrMnTi 调质 硬度为 58 62HRC 行星 齿轮数目的选择 半轴齿轮齿数10 1 Z20 2 Z 2 按齿根弯曲疲劳强度计算 3 22 2 2 1 1 5 01 4 F SaFa RR YY uZ KT m 确定计算参数 由图 10 20d 查得齿轮弯曲疲劳强度极限 由图 10 18 MPa FEFE 1100 21 取弯曲疲劳寿命系数 86 0 1 FN K89 0 2 FN K 2tancot 1 2 1 2 21 d d z z u 43 632arctan 2 44 44 45 0 20 cos 5 01 2 222 2 z m d m d z R v m v v 取整 在表 10 5 中无法查到 因此按45 2 v z25 11 2 45 22 2 1 u z z v v 12 1 v z 1v z 差速器的设计差速器的设计 14 比例的方法同时把齿数 增大 按同样的方法算得 18 1 z 2 z16 1 z32 2 z 1v z 70 2v z 由表查得 510 91 2 1 Fa y24 2 2 Fa y 3 查取应力校正系数 由表查得 510 53 1 1 Sa y75 1 2 Sa y 取弯曲疲劳安全系数 由 得1 S1210 MPaMPa S K FEFN F 946 1 110086 0 11 1 MPaMPa S K FEFN F 979 1 100089 0 22 2 MPa FF F 5 962 2 21 00471 0 946 53 1 91 2 1 11 F SaFaY Y 00400 0 979 75 1 24 2 2 22 F SaFa YY 计算 圆整 3 513 3 00471 0 1220 33 0 5 01 33 0 103414 3 14 3 222 5 m 按齿面接触疲劳强度计算 3 2 1 2 1 5 01 92 2 u KTZE d RRH t 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 大齿轮的接触疲劳强 aH MP1500 1lim 度极限 aH MP1500 2lim 差速器的设计差速器的设计 15 MPaMPa S H H 1350 1 15009 0K 1limHN1 1 aa H H MPMP S 1395 1 150093 0 K 2limHN2 2 MPa HH H 5 1372 2 21 计算小齿轮分度圆直径 mmd t 92 71 2 33 0 5 01 33 0 1078 41 5 1372 8 189 92 2 3 2 5 2 1 为了能同时满足弯曲疲劳强度和接触疲劳强度 取最佳半轴齿轮的齿数 圆整为 21 圆整为 1155 20 1 2 m d Z t 5 10 2 21 1 Z 计算中心距mm mZZ a56 2 21 计算大 小齿轮的分度圆直径 mmmzd mmmzd 74 39 22 11 计算齿轮宽度 mmdb d 55 11 1 圆整后取 mmB12 1 mmB17 2 表表 3 3 差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算用表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模数mm 3 5 2行星齿数 1z 10 应尽量取最小值 11 1 z 差速器的设计差速器的设计 16 3半轴齿数 14 252z 21 2 z 4齿顶高mha 5 3 a h 5齿根高 mhf2 1 2 4 f h 6齿高mh2 2 7 7 h 7分度圆直径 2 1 d d mzd 74 39 2 1 d d 8分度圆锥角 2 1 2 1 1 arctan z z 12 90 0 1 2756 26 63 2 9外锥距 R 2 2 1 1 sin2sin2 dd R 4028 39 R 10齿宽 bRb 35 0 25 0 10 b 11齿顶圆直径 2 1 a a d d cos2 zmda 77 45 2 1 a a d d 12齿根圆直径 2 1 f f d d cos4 2 zmd f 70 31 2 1 f f d d 13齿顶角 2 1 a a z a sin2 arctan 00 2 00 1 509 5 519 5 a a 14齿根角 2 1 f f z f sin4 2 arctan 00 2 00 1 610 6 622 6 f f 15顶锥角 2 1 a a aa 0 2 0 1 69 32 a a 16根锥角 2 1 f f ff 0 2 0 1 57 21 f f 差速器的设计差速器的设计 17 差速器直齿锥齿轮的强度计算 差速器齿轮主要进行弯曲强度计算 对疲劳寿命则不予考虑 这是因为行星齿轮在工作 中经常只起等臂推力杆的作用 仅在左 右驱动车轮有转速差时行星齿轮与半轴齿轮之 间才有相对滚动的缘故 越野汽车的差速器齿轮的弯曲应力校核如下 由式 得弯曲强度的校核公式为 2310 5 01 FF R SaFat bm YYKF 其中 50 301 55 3 27 3 3500 1 n 8 11 1038 7 1730081 5 3016060 h jLnN 1069 3 2 1038 7 8 8 2 1 2 i N N2 10 20 1 2 2 z z i 确定公式内的各计算数值 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲强d2010 aFE MP1100 1 度极限 aFE MP1100 2 由图取弯曲疲劳寿命系数1810 86 0 1 FN K 89 0 2 FN K 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 由 得2 1 S1210 MPaMPa S K FEFN F 33 788 2 1 110086 0 11 1 MPaMPa S K FEFN F 83 815 2 1 110089 0 22 2 差速器的设计差速器的设计 18 4 计算载荷系数 K 438 115 1 125 1 1 FFVA KKKKK 查取齿形系数 2tancot 1 2 1 2 21 d d z z u 43 632arctan 2 取44 44 45 0 20 cos 5 01 2 222 2 z m d m d z R v m v v 45 2 v z 在表 10 5 中无法查到 因此按比例的方法同时25 11 2 44 22 2 1 u z z v v 12 1 v z 1v z 把齿数 增大 按同样的方法算得 18 70 1 z 2 z16 1 z32 2 z 1v z 2v z 由表查得 510 91 2 1 Fa y24 2 2 Fa y 3 查取应力校正系数 由表查得 510 53 1 1 Sa y75 1 2 Sa y 4 计算半轴齿轮的 行星齿轮的 1t F 2t F mmNmN d T d T F Rm t 1088 22 88 22 33 05 0135 34 3342 5 01 22 31 1 1 1 mmNmN d T d T F Rm t 1053 9 53 9 33 0 5 0170 61 2782 5 01 22 3 2 2 2 2 2 91 12 2 1 2 11 u mzb R 39 90 2 1 2 22 u mzb R 5 分别代入各参数 MPa mb YYKF R SaFat 23 488 33 0 5 015 339 90 75 1 24 2 1088 22438 1 5 01 3 2 221 F1 差速器的设计差速器的设计 19 所以半轴齿轮强度合格 23 488 1F1F MPa MPa mb YYKF R SaFat 33 0 5 015 391 12 53 1 91 2 1053 9 438 1 5 01 3 1 112 F2 所以行星齿轮强度合格 59 262 1F2F MPa 六 半轴的设计六 半轴的设计 一 半轴计算转矩及杆部直径 根据工作条件 初选轴的材料为 45 钢 调质处理 全浮式半轴只承受转矩 全浮式半轴的计算载荷可按主减速器从动锥齿轮计算转矩进一 步计算得到 即 21 1476717 173685 0 TT j 式中 差速器转矩分配系数 对于圆锥行星齿轮差速器可取 0 85 单位为 N m 已经考虑到传动系中的最小传动比构成 T 对半轴进行结构设计时 应注意如下几点 杆部直径可按照下式进行初选 mmmmT T d2582 2421 147618 2 18 2 05 2 196 0 10 3 33 3 式中 许用半轴扭转切应力 MPa d 半轴杆部直径 mm 根据初选的d 按应力公式进行强度校核 二 半轴强度校核计算 半轴的扭转切应力为 差速器的设计差速器的设计 20 MPa d T 41 48110 2514 3 21 147616 10 16 3 3 3 3 式中 半轴扭转切应力 MPa d 半轴直径 mm 半轴的扭转角为 26 4 14 3 1 38330290 56021 1479180 180 p Gl lT 式中 扭转角 l 半轴长度 l 600 G 材料剪切弹性模量 G 290MPa p I 半轴断面极惯性矩 1 38330 32 2514 3 32 44 d lp 半轴的扭转切应力考虑到安全系数在 1 3 1 6 范围 宜为 490 588MPa 单位长度 转角不应大于 8 m 半轴花键计算 半轴和半轴齿轮一般采用渐开线花键连接 对花键应进行挤压应力和键齿切应力验 算 挤压应力不大于 200MPa 切应力不大于 73MPa 1 半轴花键的剪切应力 MPa14 89 75 0 34016 2125 1021 14764 104 3 3 bzLDd T p s 式中 半轴计算转矩 N m T d 半轴花键外径 mm D 与之相配的花键孔内径 mm 差速器的设计差速器的设计 21 z 花键齿数 LP 花键工作长度 mm b 花键齿宽 mm 载荷分配不均匀系数 计算时可取 0 75 2 半轴花键的挤压应力 MPa zLDd p c 57 44 75 0 34016 2125 1021 14768 10T8 22 3 22 3 式中 半轴计算转矩 N m T D 半轴花键外径 mm d 与之相配的花键孔内径 mm z 花键齿数 LP 花键工作长度 mm b 花键齿宽 mm 载荷分配不均匀系数 计算时可取 0 75 表表 4 4 半轴花键参数半轴花键参数 七 滚动轴承的选择七 滚动轴承的选择 符号名称测得数据 mm z 花键齿数 16 b 花键齿宽 3 L 花键工作长度 40 D 花键大径 25 d 花键小径 21 C 花键倒角尺寸 1 0 差速器的设计差速器的设计 22 注 本计算采用机械工业出版社 机械设计课程设计 讲述的计算方法 有关设计计算 公式 图表 数据引自书 滚动轴承的选择 根据载荷及速度情况 选用圆锥滚子轴承 半轴的结构设计 根据30 选 半轴 d 取 30208 其基本参数查表 12 4 kNCr 2 43 kNC r 5 50 0 八 差速器壳体的设计八 差速器壳体的设计 主减速器从动轮与差速器壳联接螺栓计算 主减速器从动锥齿轮接收到的转矩为mNM X 458 3398 螺栓到从动轮中心的距离定为 100mm 选 M16 螺栓 课程设计 P100 螺母大 径 e 26 8mm 性能等级为 8 8 初定 12 颗 每颗螺栓所传递的力N T F05 2832 1010012 458 3398 1010012 33 从 由 机械工程切削手册 P228 238 可得出所选 M16 螺栓的小径 d d 1 2 0 376 14 376mm 由 机械设计 P76 剪切强度 MPa d F 46 17 376 1414 3 05 283244 22 挤压强度MPa Ld F p 880 7 25 128 376 14 05 2832 min L为螺栓杆与孔壁挤压面的最小高度 其中螺栓孔深度定为 28mm 螺栓孔 min 倒角长度为 1 5mm 螺纹联接件的许用切应力为 机械设计 P84 选用铸铁材料 差速器的设计差速器的设计 23 取值范围是 3 5 5 MPa S s 40 5 200 S 取值范围是 2 0 2 5 MPa SP s P 80 5 2 200 P S 故 满足 满足 P P 九 本次课程设计的感受九 本次课程设计的感受 通过将近三个月的不懈努力 我自己动手设计的