机械设计课程设计-设计一用于带式运输机传动装置中的展开式二级圆柱齿轮减速器

目录一设计任务书1二传动方案的拟定及说明3三电动机的选择3四计算传动装置的运动和动力参数4五传动件的设计计算5六轴的设计计算14七滚动轴承的选择及计算26八箱体内键联接的选择及校核计算27九连轴器的选择27十箱体的结构设计29十一、减速器附件的选择30十二、润滑与密封31十三、设计小结32十四、参考资料33一、设计任务书题目设计一用于带式运输机传动装置中的展开式二级圆柱齿轮减速器1总体布置简图DVF1电动机；2联轴器；3齿轮减速器；4带式运输机；5鼓轮；6联轴器2工作情况载荷平稳、单向旋转3原始数据输送带的牵引力F（KN）21输送带滚筒的直径D（MM）450输送带速度V（M/S）14带速允许偏差（）5使用年限（年）10工作制度（班/日）24设计内容1电动机的选择与运动参数计算；2直齿轮传动设计计算；3轴的设计；4滚动轴承的选择；5键和联轴器的选择与校核；6装配图、零件图的绘制；7设计计算说明书的编写。5设计任务1减速器总装配图一张；2齿轮、轴以及箱座零件图各一张；3设计说明书一份；6设计进度1第一阶段总体计算和传动件参数计算2第二阶段轴与轴系零件的设计3第三阶段轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制4第四阶段装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写二、传动方案的拟定及说明由题目所知传动机构类型为展开式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。本传动机构的特点是减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴承受载荷大、刚度差，中间轴承润滑较困难。三、电动机的选择1电动机类型和结构的选择因为本传动的工作状况是载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。2电动机容量的选择1）工作机所需功率PWP31KWFV/10W2）电动机的输出功率D/DW由于，故36KW32086轴承齿轮链联轴器DP3电动机转速的选择根据，初选为同步转速为1500R/MIN的12DNWNII电动机4电动机型号的确定由表177查出电动机型号为Y112M4,其额定功率为4KW，满载转速1440R/MIN,基本符合题目所需的要求。四、计算传动装置的运动和动力参数1计算总传动比由电动机的满载转速和工作机主动轴转速可确定传动MNWN装置应有的总传动比I由于，1460/5941WND故计算得到总传动比2I2合理分配各级传动比由于减速箱是展开式布置，为了使两个大齿轮具有相近的浸油深度，应试两级的大齿轮具有相近的直径，于是可按下式3分配传动比13II因为，取，2424I1256,43II此时速度偏差为，所以可行。0五、各轴转速、输入功率、输入转矩项目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III滚筒轴IV转速（R/MIN）144014402567594594功率（KW）4396380365350转矩（NM）265263141458685627传动比115614321效率1099096096094五、传动件设计计算直齿圆柱齿轮具有不产生轴向力的优点，但传动平稳性较差，在减速器中圆周速度不大的情况下采用直齿轮。III轴高速传动啮合的两直齿轮（传动比561）1选精度等级、材料及齿数1）材料及热处理；选择小齿轮材料为40CR（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。2）精度等级选用8级精度；3）试选小齿轮齿数，大齿轮齿数的；19Z2107Z2按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按式（109）试算，即D3212HEDTZUTK4）确定公式内的各计算数值（1）试选；TK13（2）由图1030选取区域系数；25Z（3）由表107选取尺宽系数；1D（4）由表106查得材料的弹性影响系数；189EMPA（5）由图1021D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度极限LIM160HMPA；LI25（6）由式1013计算应力循环次数1N160HNJL40128301942092/57由图1019查得接触疲劳寿命系数；108HNK209HN（7）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数，由式（1012）得SH12H12086590MIN,6MPA5）计算过程（1）试算小齿轮分度圆直径1TD1TD3212HEDTZUTK2324136MM323506819126（2）计算圆周速度124361/600TDNVMS（3）计算齿宽、模数及齿高等参数齿宽1B4361DT模数M2181ZT9齿高2521849HMM齿宽与齿比为/36/2BH（4）计算载荷系数K已知载荷平稳，所以取1；A根据V293M/S,8级精度，由图108查得动载系数；1VK对于直齿轮；1HFK由表104插值法查的8级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，1450H由,查图1013得，故/82BH14FKA8162VHK（5）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010A）得331/41628/1450TTDKM（6）计算模数MM237MM1ZD95043按齿根弯曲强度设计由式1017M321FSADYZKT确定计算参数1由图1020C查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限大150FMPA齿轮的弯曲疲劳强度极限2380FMPA2由图1018取弯曲疲劳寿命系数1NK293FN3计算弯曲疲劳许用应力取安全系数，由式1012得14S1F/NFEK3057MPA2224查取齿型系数和应力校正系数由表105查得；1850FAY2175FAY由表105查得；4S98S5计算大、小齿轮的并加以比较FA1FSAY5730482162FSA905大齿轮的数值大。6计算载荷系数148162AVFK7设计计算154M323549011968最终结果1544标准模数选择由齿面接触疲劳强度计算的模数M大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳的强度所决定的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优先采用第一系列并就近圆整为标准值，按接触疲劳1542M强度算的的分度圆直径的1450D1小齿轮齿数，取1/25ZDM123Z2）大齿轮齿数，取1292169Z2Z5几何尺寸计算1计算中心距A152MM21MZ2计算大、小齿轮的分度圆直径，146DZ258DZM计算齿轮宽度1DB46BM小齿轮齿宽相对大一点因此，150B23结构设计以大齿轮为例，因齿轮齿顶圆直径大于160MM，而又小于500MM，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。IIIII轴低速传动啮合的两直齿轮（传动比432）1选精度等级、材料及齿数与上面两对齿轮相同1）材料及热处理选择小齿轮材料为40CR（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。2）精度等级选用8级精度；3）试选小齿轮齿数，大齿轮齿数的；124Z2103Z2按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按式（109）试算，即TD3212HEDTZUTK4）确定公式内的各计算数值（1）试选；T13（2）由图1030选取区域系数ZH25；（3）由表107选取尺宽系数；1D（4）表106查得材料的弹性影响系数ZE1898MPA（5）由图1021D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度极限LIM10HMPA；LI25（6）由式1013计算应力循环次数9160256718301740HNNJL82/430由图1019查得接触疲劳寿命系数；186HNK209HN（7）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数，由式（1012）S得H12H12086590MIN,6MPA5）计算过程（1）试算小齿轮分度圆直径1TD1TD3212HEDTZUTK2327354MM3235068194（2）计算圆周速度127329/60601TDNVMS（3）计算齿宽B及模数M1B7354DTM3061ZDT24735齿高30689HMM齿宽与齿高比/754/167BH（4）计算载荷系数K已知载荷平稳，所以取1；A根据V099M/S,8级精度，由图108查得动载系数；106VK由于直齿轮；1HFK由表104插值法查的8级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，；1463H由B/H844，查图1013得；146FKA035VHK（4）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010A）得331/7541/798TTDKM（5）计算模数MM325MM1Z24983按齿根弯曲强度设计由式1017M321FSADYZKT1）确定计算参数（1）由图1020C查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限50FMPA2380FMPA（2）由图1018取弯曲疲劳寿命系数17NK2091FN（3）计算弯曲疲劳许用应力取安全系数，由式1012得14S3107MPA1F/NFEK247MPA22（4）查取齿型系数和应力校正系数由表105查得；1650FAY2180FAY由表105查得；8S79S（5）计算大、小齿轮的并加以比较FA1FSAY73058621342FSA90大齿轮的数值大。（6）计算载荷系数106415AVFK2设计计算M2293235801415最终结果M2294标准模数的选择由齿面解除疲劳强度计算的模数M大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳的强度所决定的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229优先采用第一系列并就近圆整为标准值M25MM，按接触疲劳强度算的的分度圆直径的1798DM小齿轮齿数，取1/32Z13Z大齿轮齿数214Z5几何尺寸计算1）计算中心距A206MM21MZ2计算大、小齿轮的分度圆直径175DZ23M计算齿轮宽度1DB75M小齿轮齿宽相对大一点因此，182B283结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160MM，而又小于500MM，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。六、轴的结构设计和强度校核第一部分结构设计1初选轴的最小直径选取轴的材料为45号钢，热处理为调质。取AO112，3040MPA1轴1569MM，考虑到联轴器、键槽的影响，1311取8DM2轴2750MM，取2322230DM3轴4420MM，取33333452初选轴承1轴高速轴选轴承为7206C2轴中间轴选轴承为7208C3轴低速轴选轴承为7211C各轴承参数见下表基本尺寸/MM安装尺寸/MM基本额定/KN轴承代号DDBDADA动载荷CR静载荷COR7206C306216365623157208C40801847733682587211C551002164915284053确定轴上零件的位置和定位方式1轴由于高速轴转速高，传动载荷不大时，为保证传动平稳，提高传动效率，将高速轴取为齿轮轴，使用角接触球轴承承载，一轴端连接电动机，采用刚性联轴器，对中性好。2轴低速啮合、高速啮合均用锻造齿轮，低速啮合齿轮左端用甩油环定位，右端用轴肩定位，高速啮合齿轮左端用轴肩，右端用甩油环定位，两端使用角接触球轴承承载。3轴采用锻造齿轮，齿轮左端用甩油环定位，右端用轴肩定位，为减轻轴的重量采用中轴颈，使用角接触球轴承承载，右端连接单排滚子链。（一）高速轴的结构设计9050434252030404640303254321）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度A由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为20MM。B考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达25MM，所以该段直径选为25。C该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2MM的圆角，则轴承选用7206C型，即该段直径定为30MM。D该段轴为齿轮，考虑到轴肩要有2MM的圆角，经标准化，定为40MM。E为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5MM，所以该段直径选为46MM。F轴肩固定轴承，直径为40MM。G该段轴要安装轴承，直径定为30MM。2各段长度的确定各段长度的确定从左到右分述如下H该段轴连接联轴器，半联轴器与轴配合的毂孔长度为38MM，该段长度定为34MM。I该段取32MM。J该段安装轴承，参照工作要求长度至少16MM，考虑间隙取该段为22MM。K该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离、轴承与箱体内壁距离（采用油润滑），还有二级齿轮的宽度，定该段长度为90MM。L该段考虑齿轮的宽度，根据齿轮校核，选定该段50MM。M该段轴肩选定长度4MM。N该段与C段相同取22MM。O轴右端面与端盖的距离为10MM。（二）中间轴的结构设计80844404646403849581拟定轴上零件的装配方案轴的各段直径AI段轴用于安装轴承7208，故取直径为40MM。BII段该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2MM的圆角，经强度计算，直径定为46MM。CIII段为轴肩，相比较比II段取直径为58MM。DIV段安装大齿轮直径与II段相同，直径为46MM。EV段安装轴承，与I段相同直径为40MM。2根据轴向定位的要求确定轴的各段长度AI段轴承安装轴承和挡油环，轴承7208C宽度B18，该段长度选为28MM。BII段轴考虑到齿轮齿宽的影响，所以长度为80MM。CIII段为定位轴肩，长度略小8MM。DIV段用于安装大齿轮，考虑齿宽长度为44MM。EV段用于安装轴承与挡油环，长度与I相同，为28MM。（三）低速轴的结构设计7685560605546504356483853721拟定轴上零件的装配方案轴的各段直径AI段轴用于安装轴承7211C，故取直径为55MM。BII段该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有25MM的圆角，经强度计算，直径定为60MM。CIII段为定位轴肩，取72MM。DIV段安装大齿轮直径与II段相同，直径为60MM。EV段安装轴承，与I段相同直径为55MM。FVI段直径53MMGVII段直径与弹性注销选择有关，取LX3，直径为46MM。2根据轴向定位的要求确定轴的各段长度AI段轴承安装轴承和挡油环，7211C宽度B21，该段长度选为30MM。BII段轴考虑到齿轮齿宽的影响，所以长度为76MM。CIII段为定位轴肩，长度略小8MM。DIV段用于安装大齿轮，考虑齿宽长度为50MM。EV段用于安装轴承与挡油环，长度与I相同，为28MM。FVI长度为32MM。GVII长度与联轴器有关，取56MM。第二部分强度校核I高速轴对于角接触球轴承7206C从手册中可以查得A142MM校核该轴和轴承828MM1200MM308MM1L2L3L轴的最小直径8DM，轴的抗弯截面系数3310582WDM作用在齿轮上的力1263298TTFND1TANTAN0164R按弯扭合成应力校核轴的强度8281208308FH1FH2FT1FR1FV1FV2MHMVMT45钢的强度极限为MPAP275，又由于轴受的为脉动循环载荷，所以60。1252PMPAWT所以该轴是安全的，满足使用要求。11308576TFN21236TH1087HM113236VRFN2186RV0245VM总弯矩713MHVMN扭矩163TNII中间轴对于角接触球轴承7208C从手册中可以查得A17MM校核该轴和轴承53MM70MM35MM1L23L轴的最小直径230DM，轴的抗弯截面系数332270WDM作用在2、3齿轮上的圆周力3214019658TTFND32147T径向力21096239RTFGTGN13418RT求垂直面的支反力23123118357093574RRVFLLN212794VRVRN计算垂直弯矩317945102AVMMFLM31215701328047ANRLLNM求水平面的支承力231231109653491052687TTHFLLN2231287TTH计算、绘制水平面弯矩图316820AHMMFLNM3121685703649107ANTLLNM求合成弯矩图，按最不利情况考虑2243026AMAVHMMNM227ANAVNN求危险截面当量弯矩T537035FT2FR2MMVMHFT1FR1MMNNFV1FV2FH2FH1从图可见，MM,NN处截面最危险，其当量弯矩为（取折合系数06）22223601431EANMTNM27M计算危险截面处轴的直径MM截面1272PPMPAWTMNN截面422PPMPAWTM所以该轴是安全的，满足使用要求。III低速轴对于角接触球轴承7211C从手册中可以查得A209MM校核该轴和轴承49MM，107MM1L2L轴的最小直径，3D5M轴的抗弯截面系数3310915WDM作用在齿轮上的力3T2T586F30NDR3TANTAN2175O按弯扭合成应力校核轴的强度FH1FH2FV1FV2MHMVMFT3FR3T4910745钢的强度极限为MPAP275，又由于轴受的为脉动循环载荷，所以60。22341MPPTPAW所以该轴是安全的，满足使用要求。七、滚动轴承的选择及计算I高速轴轴承7206C的校核，即轴承寿命校核轴承寿命可由式进行校核，轴承只承受径向载荷610THFCLNP的作用，由于工作温度不高且冲击不大，故查表134和136可取取1,TPF313491056HTFN2312TH07MM1349556VRFN2184RV0729VM总弯矩2153MHVMN扭矩1586T基本额定动负荷为3210CN2115798RVHF222286316R则，该轴承的寿命63520001458THPCFLHN满足使用10年要求。II中间轴轴承7208C的校核，即轴承寿命校核轴承寿命可由式进行校核，轴承只承受径向载荷610THFCLNP的作用，由于工作温度不高且冲击不大，故查表134和136可取取1,TPF3基本额定动负荷为36810CN22211794RVHF2235081R则，该轴承的寿命66352000712THPCFLHN满足使用10年要求。III低速轴轴承72011C的校核，即轴承寿命校核轴承寿命可由式进行校核，轴承只承受径向载荷610THFCLNP的作用，由于工作温度不高且冲击不大，故查表134和136可取取1,TPF3基本额定动负荷为342810CN211576RVHF2222874035RV则，该轴承的寿命6636301898100597THPCFLHN满足使用10年要求。八、箱体内键联接的选择及校核计算1传递转矩已知；2键的工作长度LLBB为键的宽度；3键的工作高度K05HH为键的高度；4普通平键的强度条件为；3P2T10PKLD代号直径（MM）工作长度（MM）工作高度（MM）转矩（NM）极限应力（MPA）高速轴无键安装14936（圆头）462245141462中间轴14970圆头4656451414244低速轴181170（圆头）6052555868684由于键采用静联接，材料钢，冲击轻微，所以许用挤压应力为，所以上述键皆安全。MPAP10九、联轴器的选择由于刚性联轴器价格便宜、构造简单、可传递较大转矩、对中性较好，所以优先考虑选用它。1高速轴用联轴器的设计计算由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为，51AK计算转矩为MNTKACA539261所以考虑选用刚性凸缘联轴器GYS2（GB58432003），其主要参数如下材料HT200公称转矩MNTN63轴孔直径，D201D20轴孔长，L581装配尺寸MA4半联轴器厚B2（1P167表171）2连接链轮联轴器的设计计算由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为，51AK计算转矩为MNTKACA2805613所以选用弹性销柱联轴器LX3（GB50142003），其主要参数如下材料HT200公称转矩MNTN1250轴孔直径MD3021轴孔长，L661半联轴器厚B（1P175表175）（GB50142003）十、箱体的结构设计箱体结构对减速器的工作性能、加工工艺、材料消耗、质量及成本等有很大影响。1减速器箱体为铸造箱体，材料HT200。2箱体结构为剖分时，剖分面为水平面，与传动件轴心线平面重合，有利于轴系部件的安装与拆卸。3剖分时箱体的结构尺寸选择（1）箱座壁厚0025A38MM；A为二级圆柱齿轮减速器的低速级中心距A20625，8168满足要求，取壁厚10MM；（2）箱盖壁厚（08085），8MM，则85MM；111（3）地脚螺栓直径0036A12194，选择M20；FD（4）地脚螺栓数目由于A20650MM外箱壁至轴承座端面距离1L58MM1C2大齿轮顶圆与内箱壁距离15MM齿轮端面与内箱壁距离21220MM箱盖肋厚1M08575MM1箱盖肋厚208585MM轴承盖外径D图62725MM2D03D轴承旁连接螺栓距离S图72凸台外径十一、减速器附件的选择1通气器由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M1815。2油面指示器选用游标尺M16。3起吊装置采用箱盖吊耳、箱座吊耳。4放油螺塞选用外六角油塞及垫片M1615。十二、润滑与密封H12514HHO19HFS油面1齿轮的润滑根据表54浸油深度推荐值，选取二级圆柱式齿轮减速器类型由于低速级周向速度小于12M/S，采用浸油润滑，II级大齿轮浸油高度约为07个齿高但不少于10MM，该大齿轮齿高FH2510MM，所以II级大齿轮浸油高度取11MM。FFHIII级大齿轮浸油高度大于一个齿高小于1/6半径（3125SH567MM），由于III级大齿轮和二级大齿轮的半径差为39MM。所以大齿轮的浸油深度选为50MM。S大齿轮齿顶圆到油池低面的距离为3050MM，所以选取的油池深度为80MMOH甩油环2滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为099小于2M/S，所以采脂润滑，为防止轴承室内的润滑脂流入箱体而造成油脂混合，在箱体轴承座箱内一侧装设甩油环。3润滑油的选择齿轮润滑油，考虑到该装置用于小型设备，选用LAN15润滑油。轴承润滑脂，选用通用锂基润滑脂ZL1，普遍应用在各种机械部位。4密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25427ACM，（F）B709010ACM。轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。十三、设计小结经过十几天的努力,我终于将机械设计课程设计做完了在这次作业过程中,我遇到了许多困难,一遍又一遍的计算,一次又一次的设计方案修改，这都暴露出了前期我在这方面的知识欠缺和经验不足，计算出现了很多小问题，令我非常苦恼后来在老师的指导下,我找到了问题所在之处,并将之解决同时我还对机械设计基础的知识有了更进一步的了解尽管这次作业的时间是漫长的,过程是曲折的,但我的收获还是很大的不仅仅掌握了设计一个完整机械的步骤与方法也对机械制图、AUTOCAD软件有了更进一步的掌握。对我来说,收获最大的是方法和能力那些分析和解决问题的方法与能力在整个过程中,我发现像我们这些学生最最缺少的是经验,没有感性的认识,空有理论知识,有些东西很可能与实际脱节。在设计的过程中还培养出了我们的团队精神，大家共同解决了许多个人无法解决的问题，在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足，在今后的学习过程中我们会更加努力和团结。总体来说,我觉得做这种类型的作业对我们的帮助还是很大的,它需要我们将学过的相关知识都系统地联系起来，综合应用才能很好的完成包括机械设计在内的所有工作，也希望学院能多一些这种课程。参考资料1机械设计课程设计，高等教育出版社，李育锡主编，2008年6月第1版；2机械设计课程设计，北京大学出版社，许瑛主编，2008年8月第1版；3机械设计课程设计，科学出版社，巩云鹏，田万禄，张伟华，黄秋波主编，2008年3月第一版；4机械设计综合课程设计，机械工业出版社，王之栎，王大康主编，2009年1月第二版；5机械设计（第八版），高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编，2006年5月第八版；6机械原理（第七版），高等教育出版社，孙桓，陈作模，葛文杰主编，2006年5月第七版；7机械制图（第2版），西北工业大学出版社，臧宏琦，王永平主编，2004年9月第2版；8机械精度设计与检测技术，国防工业出版社，王玉主编，2005年8月第1版。参考资料1机械设计课程设计，高等教育出版社，李育锡主编，2008年6月第1版；2机械设计课程设计，北京大学出版社，许瑛主编，2008年8月第1版；3机械设计课程设计，科学出版社，巩云鹏，田万禄，张伟华，黄秋波主编，2008年3月第一版；4机械设计综合课程设计，机械工业出版社，王之栎，王大康主编，2009年1月第二版；5机械设计（第八版），高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编，2006年5月第八版；6机械原理（第七版），高等教育出版社，孙桓，陈作模，葛文杰主编，2006年5月第七版；7机械制图（第2版），西北工业大学出版社，臧宏琦，王永平主编，2004年9月第2版；8机械精度设计与检测技术，国防工业出版社，王玉主编，2005年8月第1版。2011/06/180101110KV肇庆变电站电气部分初步设计2011/06/180101468Q发动机缸体双面卧式钻床总体设计及左主轴箱设计2011/06/180101ABS防抱死系统设计2011/07/071335CA1050汽车驱动桥主减速器设计2011/06/180101CA6110发动机曲轴的加工工艺及夹具设计201