双级主减速器设计资料.docx
- 文档编号:13038883
- 上传时间:2023-06-10
- 格式:DOCX
- 页数:59
- 大小:1.13MB
双级主减速器设计资料.docx
《双级主减速器设计资料.docx》由会员分享,可在线阅读,更多相关《双级主减速器设计资料.docx(59页珍藏版)》请在冰点文库上搜索。
双级主减速器设计资料
第1章绪论
1.1概述
1.1.1主减速器的概述
主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件,它是依靠齿数少的锥齿轮带动齿数多的锥齿轮。
对发动机纵置的汽车,其主减速器还利用锥齿轮传动以改变动力方向。
由于汽车在各种道路上行使时,其驱动轮上要求必须具有一定的驱动力矩和转速,在动力向左右驱动轮分流的差速器之前设置一个主减速器后,便可使主减速器前面的传动部件如变速器、万向传动装置等所传递的扭矩减小,从而可使其尺寸及质量减小、操纵省力[1]。
对于载货汽车来说,要传递的转矩较乘用车和客车,以及轻型商用车都要大得多,以便能够以较低的成本运输较多的货物,所以选择功率较大的发动机,这就对传动系统有较高的要求,而主减速器在传动系统中起着非常重要的作用。
随着目前国际上石油价格的上涨,汽车的经济性日益成为人们关心的话题,这不仅仅只对乘用车,对于重型载货汽车,提高其燃油经济性也是各商用车生产商来提高其产品市场竞争力的一个法宝,因为重型载货汽车所采用的发动机都是大功率,大转矩的,
装载质量在十吨以上的载货汽车的发动机,最大功率在140KW以上,最大转矩也在
700Nm以上,百公里油耗是一般都在34L左右。
为了降低油耗,不仅要在发动机的环节上节油,而且也需要从传动系中减少能量的损失。
因此,在发动机相同的情况下,采用性能优良且与发动机匹配性比较高的传动系便成了有效节油的措施之一。
所以设计新型的主减速器已成为了新的课题。
1.1.2主减速器设计的要求
驱动桥中主减速器的设计应满足如下基本要求:
1、所选择的主减速比应能保证汽车既有最佳的动力性和燃料经济性。
2、外型尺寸要小,保证有必要的离地间隙;齿轮其它传动件工作平稳,噪音小。
3、在各种转速和载荷下具有高的传动效率;与悬架导向机构与动协调。
4、在保证足够的强度、刚度条件下,应力求质量小,以改善汽车平顺性。
5、结构简单,加工工艺性好,制造容易,拆装、调整方便。
本设计主要研究双级主减速器的结构与工作原理,并对其主要零部件进行了强度
1-半轴2-圆锥滚子轴承3-支承螺栓4-主减速器从动锥齿轮5-油封
6—主减速器主动锥齿轮7—弹簧座8—垫圈9—轮毂10-调整螺母
图1.1驱动桥
1.1.3主减速器型式及其现状
主减速器的结构形式,主要是根据其齿轮类型、主动齿轮和从动齿轮的安装
(1)主减速器齿轮的类型在现代汽车驱动桥中,主减速器采用得最广泛的是螺旋
锥齿轮和双曲面齿轮。
螺旋锥齿轮如图1.2(a)所示主、从动齿轮轴线交于一点,交角都采用90度。
螺
旋锥齿轮的重合度大,啮合过程是由点到线,因此,螺旋锥齿轮能承受大的载荷,而且工作平稳,即使在高速运转时其噪声和振动也是很小的。
双曲面齿轮如图1.2(b)所示主、从动齿轮轴线不相交而呈空间交叉。
和螺旋锥齿轮相比,双曲面齿轮的优点有:
1尺寸相同时,双曲面齿轮有更大的传动比。
2传动比一定时,如果主动齿轮尺寸相同,双曲面齿轮比螺旋锥齿轮有较大轴径,较高的轮齿强度以及较大的主动齿轮轴和轴承刚度。
(a)他
图1.2螺旋锥齿轮与双曲面齿轮
3当传动比一定,主动齿轮尺寸相同时,双曲面从动齿轮的直径较小,有较大的离地间隙。
4工作过程中,双曲面齿轮副既存在沿齿高方向的侧向滑动,又有沿齿长方向的纵向滑动,这可以改善齿轮的磨合过程,使其具有更高的运转平稳性。
双曲面齿轮传动有如下缺点:
1长方向的纵向滑动使摩擦损失增加,降低了传动效率。
2齿面间有大的压力和摩擦功,使齿轮抗啮合能力降低。
3双曲面主动齿轮具有较大的轴向力,使其轴承负荷增大。
4双曲面齿轮必须采用可改善油膜强度和防刮伤添加剂的特种润滑油。
(2)主减速器主动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择现在汽车主减速器主动
锥齿轮的支承形式有如下两种:
①悬臂式悬臂式支承结构如图1.3所示,其特点是在锥齿轮大端一侧采用较长的轴径,其上安装两个圆锥滚子轴承。
为了减小悬臂长度a和增加两端的距离b,以
改善支承刚度,应使两轴承圆锥滚子向外。
悬臂式支承结构简单,支承刚度较差,多用于传递转钜较小的轿车、轻型货车的单级主减速器及许多双级主减速器中。
图1.3锥齿轮悬臂式支承
②骑马式骑马式支承结构如图1.4所示,其特点是在锥齿轮的两端均有轴承支承,这样可大大增加支承刚度,又使轴承负荷减小,齿轮啮合条件改善,在需要传递较大转矩情况下,最好采用骑马式支承。
(3)从动锥齿轮的支承方式和安装方式的选择从动锥齿轮的两端支承多采用圆锥滚子轴承,安装时应使它们的圆锥滚子大端相向朝内,而小端相向朝外。
为了防止从动锥齿轮在轴向载荷作用下的偏移,圆锥滚子轴承应用两端的调整螺母调整。
主减速器从动锥齿轮采用无辐式结构并用细牙螺钉以精度较高的紧配固定在差速器壳的凸缘上⑸。
(4)主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整支承主减速器的圆锥滚子轴承需预紧
以消除安装的原始间隙、磨合期间该间隙的增大及增强支承刚度。
分析可知,当轴向
力于弹簧变形呈线性关系时,预紧使轴向位移减小至原来的1/2。
预紧力虽然可以增大支承刚度,改善齿轮的啮合和轴承工作条件,但当预紧力超过某一理想值时,轴承寿命会急剧下降。
主减速器轴承的预紧值可取为以发动机最大转矩时换算所得轴向力的30%。
主动锥齿轮轴承预紧度的调整采用套筒与垫片,从动锥齿轮轴承预紧度的调整采用调整螺母。
(5)主减速器的减速形式主减速器的减速形式分为单级减速、双级减速(如图
2.5)、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。
减速形式的选择与汽车的类型及使用条件有关,有时也与制造厂的产品系列及制造条件有关,但它主要取决于由动力性、
经济性等整车性能所要求的主减速比io的大小及驱动桥下的离地间隙、驱动桥的数目及布置形式等。
通常单极减速器用于主减速比io<7.6勺各种中小型汽车上。
1.1.4.差速器型式发展现状
根据汽车行驶运动学的要求和实际的车轮、道路以及它们之间的相互联系表明:
汽车在行驶过程中左右车轮在同一时间内所滚过的行程往往是有差别的。
例如,拐弯时外侧车轮行驶总要比内侧长。
另外,即使汽车作直线行驶,也会由于左右车轮在同一时间内所滚过的路面垂向波形的不同,或由于左右车轮轮胎气压、轮胎负荷、胎面磨损程度的不同以及制造误差等因素引起左右车轮外径不同或滚动半径不相等而要求
图1.5主减速器
车轮行程不等。
在左右车轮行程不等的情况下,如果采用一根整体的驱动车轮轴将动力传给左右车轮,则会由于左右车轮的转速虽然相等而行程却又不同的这一运动学上的矛盾,引起某一驱动车轮产生滑转或滑移。
这不仅会是轮胎过早磨、无益地消耗功率和燃料及使驱动车轮轴超载等,还会因为不能按所要求的瞬时中心转向而使操纵性变坏。
此外,由于车轮与路面间尤其在转弯时有大的滑转或滑移,易使汽车在转向时失去抗侧滑能力而使稳定性变坏。
为了消除由于左右车轮在运动学上的不协调而产生的这些弊病,汽车左右驱动轮间都有差速器,后者保证了汽车驱动桥两侧车轮在行程不等时具有以下不同速度旋转的特性,从而满足了汽车行驶运动学的要求。
差速器的结构型式选择,应从所设计汽车的类型及其使用条件出发,以满足该型汽车在给定的使用条件下的使用性能要求。
差速器的结构型式有多种,大多数汽车都属于公路运输车辆,对于在公路上和市区行驶的汽车来说,由于路面较好,各驱动车轮与路面的附着系数变化很小,因此几乎都采用了结构简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车也很可靠的普通对称式圆锥行星齿轮差速器,作为安装在左、右驱动车轮间的所谓轮间差速器使用;对于经常行驶在泥泞、松软土路或无路地区的越野汽车来说,为了防止因某一侧驱动车轮滑转而陷车,则可采用防滑差速器。
后者又分为强制锁止式和自然锁止式两类。
自锁式差速器又有多种结构式的高摩擦式和自由轮式的以及变传动比式的。
1.2主要涉及内容及方案
其主要的内容为有:
1.主减速比的计算;2.主减速比的分配;3.一级齿轮传动机
构的设计和校核;4.二级齿轮传动的设计和校核;5.轴承的选择和校核;6.轴的选择为了达到增大离地间隙和柱减速器的功能要求,在这些内容中最重要的是如何合理的分配好主减速比。
在这个过程中,只有反复的通过计算,不断调整一、二级的减速比。
主要方案:
运用齿轮传动原理,先用圆锥齿轮改变其转矩的方向,并同时达到减速增扭的目的。
让后再通过圆柱齿轮副最终达到我们自己所需要的速度和扭矩。
第2章主减速器的结构设计与校核
2.1设计题目的主要参数
技术参数:
发动机最大功率
PemaxkW/np(r/min)
250/2700(3000)
发动机最大转矩
TemaxNm/nr(r/min)
1460/1600
装载质量
kg
31000
汽车总质量
kg
15100
最大车速
km/h
120
最小离地间隙
mm
>180
轮胎(轮辋宽度-轮辋直径)英寸
12.0-20
2.2主减速比的确定
主减速比对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高
档位时汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。
io的选择应在汽车总体设计时和传
动系的总传动比iT一起由整车动力计算来确定。
可利用在不同i0下的功率平衡图来研究io对汽车动力性的影响。
对发动机与传动系参数作最佳匹配的方法来选择io可使汽
车获得最佳的动力性和燃料经济性⑸。
对于具有很大功率储备的轿车、长途公共汽车尤其是竞赛车来说,在给定发动
机最大功率Pemax及其转速np的情况下,所选择的i0值应能保证这些汽车有尽可能高的
最高车速Vamax。
这时g值应按下式来确定:
-J
式中rr车轮的滚动半径,rr=—L=0.6m,单位m;
2
igh变速器最高档传动比;
Vamax—最高车速;
np发动机最大功率时的转速。
对于其他汽车来说,为了得到足够的功率储备而最高车速稍有下降,i0一般选得
比上式求得的大10%-25%即按下式选择:
式中rr——车轮的滚动半径,m;
igh变速器最高档传动比;
iFH分动器和加力器的最高档传动比;
iLB轮边减速器的传动比。
本设计中没有分动器和加力器,所以iFH=1;也没有轮边减速器,所以社=1。
按以上两式求得的io值应该与同类汽车的相应值作比较,并考虑到主、从动主减速器齿轮可能有的齿数,将io值予以校正并最后确定下来。
由式(2.2)得,取功率储备系数
为0.472,即:
把rr=0.6m、np=3000r/min、Vamax=120、iFH=1、ilb=1>igh=0.9代入式(2.4)
中,算的i°=7.8。
并与同类汽车比较也传动比也相差不大,最终确定i°=7.8因为i。
大于
了7.6,所以得采用双级主减速器。
2.3主减速器结构方案确定
1主减速器齿轮的类型螺旋锥齿轮能承受大的载荷,而且工作平稳,即使在高速
运转时其噪声和振动也是很小的。
本次设计采用螺旋锥齿轮。
2主减速器主动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择
本次设计选用:
主动锥齿轮:
悬臂式支撑(圆锥滚子轴承)
从动锥齿轮:
骑马式支撑(圆锥滚子轴承)
3从动锥齿轮的支承方式和安装方式的选择
从动锥齿轮的两端支承多采用圆锥滚子轴承,安装时应使它们的圆锥滚子大端相向朝内,而小端相向朝外。
为了防止从动锥齿轮在轴向载荷作用下的偏移,圆锥滚子轴承应用两端的调整螺母调整。
主减速器从动锥齿轮采用无辐式结构并用细牙螺钉以精度较高的紧配固定在差速器壳的凸缘上[5]0
4主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整
支承主减速器的圆锥滚子轴承需预紧以消除安装的原始间隙、磨合期间该间隙的增大及增强支承刚度。
分析可知,当轴向力于弹簧变形呈线性关系时,预紧使轴向位移减小至原来的1/2。
预紧力虽然可以增大支承刚度,改善齿轮的啮合和轴承工作条件,但当预紧力超过某一理想值时,轴承寿命会急剧下降。
主减速器轴承的预紧值可取为以发动机最大转矩时换算所得轴向力的30%。
主动锥齿轮轴承预紧度的调整采用波形套筒,从动锥齿轮轴承预紧度的调整采用调整螺母。
5主减速器的减速形式
主减速器的减速形式分为单级减速、双级减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。
减速形式的选择与汽车的类型及使用条件有关,有时也与制造厂的产品系列及制造条件有关,但它主要取决于由动力性、经济性等整车性能所要求的主减速比的大小及驱动桥下的离地间隙、驱动桥的数目及布置形式等。
本次设计采用双级减速,主要从传动比及它是载重量超过6t的重型货车和保证离地间隙上考虑。
2.4差速器的选择
差速器的结构型式选择,应从所设计汽车的类型及其使用条件出发,以满足该型汽车在给定的使用条件下的使用性能要求。
差速器的结构型式有多种,大多数汽车都属于公路运输车辆,对于在公路上和市区行驶的汽车来说,由于路面较好,各驱动车轮与路面的附着系数变化很小,因此几乎都采用了结构简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车也很可靠的普通对称式圆锥行星齿轮差速器,作为安装在左、右驱动车轮间的所谓轮间差速器使用;对于经常行驶在泥泞、松软土路或无路地区的越野汽车来说,为了防止因某一侧驱动车轮滑转而陷车,则可采用防滑差速器。
后者又分为强制锁止式和自然锁止式两类。
自锁式差速器又有多种结构式的高摩擦式和自由轮式的以及变传动比式的。
但对于本设计的车型来说只选用普通的对称式圆锥行星齿轮差速器即可。
本次设计选用:
普通锥齿轮式差速器,因为它结构简单,工作平稳可靠,适用于本次设计的汽车驱动桥
2.5主减速齿轮计算载荷的计算
通常是将发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时和驱动车轮打滑时这两种情况下作用于主减速器从动齿轮上的转矩(Tje,Tj:
)的较小者,作为载货汽车计算中用以
验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。
即
Tje二TemaxiTLKo丁/n=53496(Nm)(3.1)
G2冲rr
Tj2-=96935(Nm)(3.2)
nLB'ILB
式中:
Temax——发动机最大转矩1460Nm;
Itl由发动机到所计算的主加速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比;
iTL=i0h=7.8爲.2=40.56
G(fCOsmax"S-inmaxrr)
id■—
Ttgmaix0T
根据同类型车型的变速器传动比选取h=7.64
T——上述传动部分的效率,取T=0.9;
K。
一一超载系数,取K°=1.0;
n――驱动桥数目1;
G2――汽车满载时驱动桥给水平地面的最大负荷,N;但后桥来说还应考虑到汽车加速时负荷增大量,可初取:
G2=G满>9.8160%=182466n
LB,iLB
分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动轮之间的传动效率和减
速比,分别取0.96和1;
由式(3.1),式(3.2)求得的计算载荷,是最大转矩而不是正常持续转矩,不能用它作为疲劳损坏依据。
对于公路车辆来说,使用条件较非公路用车辆稳定,其正常持续转矩是根据所谓平均牵引力的值来确定的,即主加速器的平均计算转矩为
Gt——所牵引的挂车满载总重,N,仅用于牵引车取Gt=0;
r――道路滚动阻力系数,货车通常取0.015〜0.020,可初取fR=0.018;
汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。
货车通常取0.05〜0.09,可初取
fH=0.07;
p――汽车性能系数
当0.195(GaGt)=48.39>16时,取fp=0
Temax
2.6主减速器齿轮参数的选择
1齿数的选择对于普通双级主减速器,由于第一级的减速比i01比第二级的应
小些(通常i01/i02~1.〜2.0),这时,第一级主动锥齿轮的齿数Z1可选的较大,约在9〜15范围内。
第二级圆柱齿轮传动的齿数和,可选在68±10的范围内。
2节圆直径地选择根据从动锥齿轮的计算转矩(见式3.2,式3.3并取两者中较小
的一个为计算依据)按经验公式选出:
d2二Kd23T/=229.5〜288.7mm(3.5)
式中:
Kd2――直径系数,取Kd2=13〜16;
Tj计算转矩,Nm,取Tj;:
,Tje中较小的,第一级所承受的转矩:
Tje
「=丄=12158.10(Nm)
i02
计算得,d2=206.27〜254mm初取d2=230mm。
3齿轮端面模数的选择d2选定后,可按式m=d2/z2算出从动齿轮大端模数,并
用下式校核
mt二心3Tj=17.45
4齿面宽的选择汽车主减速器螺旋锥齿轮齿面宽度推荐为:
F=0.155d2=38.75mm,可初取F2=40mm。
5螺旋锥齿轮螺旋方向一般情况下主动齿轮为左旋,从动齿轮为右旋,以使二
齿轮的轴向力有互相斥离的趋势。
6螺旋角的选择螺旋角应足够大以使mF_1.25。
因mF愈大传动就愈平稳噪声就
愈低。
螺旋角过大时会引起轴向力亦过大,因此应有一个适当的范围。
在一般机械制造用的标准制中,螺旋角推荐用35°
2.7主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算与强度计算
2.7.1主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算
主减速器圆弧齿螺旋锥齿轮的几何尺寸计算双重收缩齿的优点在于能提高小齿
轮粗切工序。
双重收缩齿的齿轮参数,其大、小齿轮根锥角的选定是考虑到用一把实用上最大的刀顶距的粗切刀,切出沿齿面宽方向正确的齿厚收缩来。
当大齿轮直径大于刀盘半径时采用这种方法是最好的。
主减速器锥齿轮的几何尺寸计算见表2.1。
表2.1主减速器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
主动齿轮齿数
Z1
11
2
从动齿轮齿数
Z2
23
3
模数
m
10伽
4
齿面宽
b
b2=40伽
5
工作齿高
hg=H1m
hg=17伽
6
全齿高
h=H2m
h=18.88伽
7
法向压力角
ot
a=22.5°
8
轴交角
z
瓦=90°
9
节圆直径
d=mz
d1=110伽d2=230伽
10
节锥角
yZ1
”1=arctan—
Z2
戮=90「1
?
1=27.47°
?
2=62.53°
序号
项目
计算公式
计算结果
11
节锥距
d1d2
A0==
2sin?
12sin?
2
A0=140.91伽
12
周节
t=3.1416m
t=31.416伽
13
齿顶咼
ha1=hg-ha2
ha2=kam
ha1=11.347mm
ha2=5.66mm
14
齿根高
hf=h-ha
hf1=7.533mm
hf2=13.22mm
15
径向间隙
c=h—hg
c=1.88伽
16
齿根角
債=arctan-^
Ao
0f1=3.06°
&2=5.36°
17
面锥角
右1=;1+Bf2;;a2=丫2+0f1
ya1=32.83°
篦2=65.59°
18
根锥角
¥1=Y1—8f1
2=y2—Tf2
瞎1=24.41°
'f2=57.17°
19
齿顶圆直径
da1=d1+2ha1COS?
1
da2=d1+2ha2COS?
2
da1=150.14伽
da2=255.22伽
20
节锥顶点止齿轮外缘距离
Ak1—一ha1sin弭
2
d1“
Ak2=——-ha2sin・2
2
Ak1=119.766伽
Ak2=59.978伽
21
理论弧齿厚
0=t-S2
S2=Skm
s,=27.38mm
S2=10.32mm
22
齿侧间隙
B=0.305〜0.406
0.356mm
23
螺旋角
P
B=35°
2.7.2主减速器螺旋锥齿轮的强度计算
在完成主减速器齿轮的几何计算之后,应对其强度进行计算,以保证其有足够的强度和寿命以及安全可靠性地工作。
在进行强度计算之前应首先了解齿轮的破坏形式
及其影响因素。
螺旋锥齿轮的强度计算:
(1)主减速器螺旋锥齿轮的强度计算
①单位齿长上的圆周力
P
(3.6)
式中:
p单位齿长上的圆周力,N/mm;
P――作用在齿轮上的圆周力,N,按发动机最大转矩Temax和最大附着力矩
两种载荷工况进行计算;
按发动机最大转矩计算时:
按最大附着力矩计算时:
(3.8)
虽然附着力矩产生的p很大,但由于发动机最大转矩的限制p最大只有1019N/mm可知,校核成功。
②轮齿的弯曲强度计算。
汽车主减速器螺旋锥齿轮轮齿的计算弯曲应力
"w(N/mm2)为
Kv——质量系数,对于汽车驱动桥齿轮,档齿轮接触良好、节及径向跳
动精度高时,取1;
J――计算弯曲应力用的综合系数,见图3.1,J2=0・3,Ji=0.35
图3.1弯曲计算用综合系数J
J作用下:
从动齿轮上的应力二w2=455.37MPa<700MPa;
Tjm作用下:
从动齿轮上的应力J2=125.36MPa<210.9MPa
当计算主动齿轮时,Tj/Z与从动相当,而J2:
:
:
J1,故二w1<;「w2,J1<;「w2综上所述,故所计算的齿轮满足弯曲强度的要求。
汽车主减速器齿轮的损坏形式主要时疲劳损坏,而疲劳寿命主要与日常行驶转矩即平均计算转矩Tjm有关,Tje或Tjm只能用来检验最大应力,不能作为疲劳寿命的计算依据。
(2)轮齿的接触强度计算螺旋锥齿轮齿面的计算接触应力「(MPa)为:
(3.10)
Cp2T1jK。
KsKmKf103d1.KvFJ
1
Cp――材料的弹性系数,对于钢制齿轮副取232.6N^/mm;
注:
K°=1,Ks=1,Km=1.11,Ks=1
Kf――表面质量系数,对于制造精确的齿轮可取1;
J――计算应力的综合系数,J2=0.1875,见图3.2所示;
-jm=666.7MPa<[二]jm=1750MPa
「e=2373.45MPav[;「]je=2800MPa,故符合要求、校核合理。
图3.2接触强度计算综合系数J
2.8第二级齿轮模数的确定
2.8.1、材料的选择和应力的确定
齿轮所采用的钢为20CrMnTi渗碳淬火处理,齿面硬度为56〜62HRC,二HLim=1500MPa,二FE=850MPa⑶。
由于齿轮在汽车倒档时工作的时间很少,并且一档时的转矩比倒档时的转矩大,所有我们可以认为齿轮只是单向工作。
斜齿圆柱齿轮的螺旋角B可选择在16°〜20。
这里取B=16°,法向压力角a=20。
。
由io2=亞=2.00,Z1Z2=68,0=58〜78取Z1Z2=68得乙=18,Z2=36,修正
乙
36
i02=一=2.00
传动比18,其二级从动齿轮所受的转矩
T2=12158.103.00=36474.30Nm。
取Sf=1.25,Sh=1[查李仲生主编
- 配套讲稿:
如PPT文件的首页显示word图标,表示该PPT已包含配套word讲稿。双击word图标可打开word文档。
- 特殊限制:
部分文档作品中含有的国旗、国徽等图片,仅作为作品整体效果示例展示,禁止商用。设计者仅对作品中独创性部分享有著作权。
- 关 键 词:
- 双级主 减速器 设计 资料