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蜗轮蜗杆减速器


机械设计课程设计

机械设计课程设计 计算说明书





专业班级 学 号

学生姓名 指导教师

燕山大学 2015 年 1 月

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机械设计课程设计

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/>机械设计课程设计任务书
学生姓名 专业班级 学 号

指导教师 职 题目 传动系统图: 称 教授 教研室

蜗杆齿轮二级减速器

原始数据:
拉力 F / N 1862 速度 v /(m ? min ) 0.34
?1

卷筒直径 D / mm 310

工作条件:
连续单向运转,工作时有轻微振动,小批量生产,单班制工作,使用期限 8 年一班。
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要求完成: 1.减速器装配图 1 张(A0) 。 2.零件工作图 3 张(端盖,齿轮和轴) 。 3.设计说明书 1 份,6000-8000 字。 开始日期 2014 年 12 月 22 日 完成日期 2014 年 1 月 16 日 2015 年 1 月 1 6日

目录
1.电机选择 .............................................................................................................................................. - 1 2.选择传动比 .......................................................................................................................................... - 2 2.1 总传动比 ............................................................................................................................................. - 2 2.2 减速装置的传动比分配...................................................................................................................... - 2 3.各轴的参数 .......................................................................................................................................... - 2 3.1 各轴的转速 ................................................................................................................................. - 2 3.2 各轴的功率 ................................................................................................................................. - 2 3.3 各轴的转矩 ......................................................................................................................................... - 3 3.4 各轴的运动参数表.............................................................................................................................. - 3 .4.蜗轮蜗杆的选择 .................................................................................................................................. - 4 4.1 选择蜗轮蜗杆的传动类型.......................................................................................................... - 4 4.2 选择材料 ..................................................................................................................................... - 4 4.3 按齿面接触疲劳强度计算进行设计 .......................................................................................... - 4 4.4 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 ......................................................................................... - 6 4.5 校核齿根弯曲疲劳强度.............................................................................................................. - 7 4.6 验算效率 ..................................................................................................................................... - 8 4.7 热平衡核算 ................................................................................................................................. - 8 5.圆柱齿轮的设计 .................................................................................................................................. - 9 5.1 材料选择 ..................................................................................................................................... - 9 5.2 按齿面接触强度计算设计........................................................................................................ - 10 5.3 计算 ........................................................................................................................................... - 12 6. 轴的设计计算 .................................................................................................................................. - 15 6.1 蜗杆轴 ....................................................................................................................................... - 15 6.1.1 按扭矩初算轴径.................................................................................................................... - 16 6.1.2 蜗杆的结构设计.................................................................................................................... - 16 6.2 蜗轮轴 ....................................................................................................................................... - 19 6.2.1 轴的设计计算........................................................................................................................ - 19 6.2.2 轴的结构设计........................................................................................................................ - 19 6.3 低速轴 ....................................................................................................................................... - 20 6.4 低速轴的弯扭合成强度计算.................................................................................................... - 22 7. 滚动轴承的选择 ................................................................................................................................ - 27 8.键连接的选择 ...................................................................................................................................... - 30 9.联轴器的选择计算............................................................................................................................. - 31 10.润滑和密封说明 ................................................................................................................................ - 31 燕山大学

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10.1 润滑说明 ................................................................................................................................. - 31 10.2 密封说明 ................................................................................................................................. - 31 11.拆装和调整的说明........................................................................................................................... - 31 12.减速箱体的附件选择和说明........................................................................................................... - 32 12.1 减速器附件的选择.................................................................................................................. - 32 12.2 减速器附件的说明.................................................................................................................. - 33 13.设计小结 ............................................................................................................................................ - 34 14.参考文献 .......................................................................................................................................... - 36 -

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1.电机选择
运输机所需工作功率
pd ? pw
?a

?

fv 1862? 0.34 ? ? 0.66Kw 1000 ?w 1000? 0.96
a 2 4 ? ?1?2 ?3?4 ?5 式中:

传递装置总效率?

? 1 :蜗杆的传动效率

0.8 0.99 0.97

? 2 :每对轴承的传动效率

? 3 :直齿圆柱齿轮的传动效率

? 4 :联轴器的效率

0.99 0.96
0.66 ? 0.94Kw 0.70

? 5 :卷筒的传动效率

所以

2 4 ?a ? ?1?2 ?3?4 ?5 ? 0.70

电动机所需功率 p ? ? p
d

?a

d

?

卷筒轴转速?



?

60 ?1000 ? 0.34 ? 20 .96 m / s 蜗轮蜗杆总传动 ? ? 310

比合理范围在 i=15~60,电动机的转速可选范围是
nd ? ia ? n ? (15 ~ 60) ? 20.96 ? 314.25 ~ 1257 (r / min)符合这一要求的

同步转速有 750r/min , 1000r/min 电机容量的选择: 考虑电动机和传动装置的尺寸 重量及成本, 因此选择型号为:Y100L-6 的电动机。
表 1.1 额定功 型号 率 /kw 同步转 速 /r/min 满载转 速 /r/min
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p d ? 0.66kw p `d ? 0.94kw

电动机

? a ? 0.70

起动转矩 额定转矩

最大转矩 额定转矩

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Y100 1.5 L-6 1000 940 2.2 2.2

2.选择传动比
2.1 总传动比
ia ?

?满 940 ? ? 44.85 ?卷 20.96

2.2 减速装置的传动比分配
齿轮传动比在 i 所以 i
1

2

? (0.04~ 0.07)ia ? 1.80 ~ 3.14
i2 ? 2.5

?w ? 20.96m / s

? 17.94

3.各轴的参数
将传动装置各轴从高速到低速依次定为 I 轴 II 轴 III 轴 IV 轴 :? 、
0? I

? I ? II 、

、?

II ? III

、?

III ?V

依次

为电动机与 I 轴 I 轴与 II 轴 II 轴与 III 轴 III 轴与 V 轴的传动效率 则:

3.1 各轴的转速
n1 ? 940m / s n2 ? n满 940 n? ? 52.40m / s i1 17.94 n2 62.87 ? ? 20.96m / s i2 3

n3 ? n4 ?

3.2 各轴的功率
Ⅰ轴 Ⅱ轴 Ⅲ轴
PI ? Pd?0?I ? 3.5578? 0.99 ? 0.93kw
PII ? PI?I ?II ? 0.93? 0.8 ? 0.98 ? 0.73kw
PIII ? PII?II ?III ? 0.73? 0.97? 0.98 ? 0.69kw

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Ⅳ轴

PIV ? PIII?III ?V ? 0.69? 0.99? 0.98 ? 0.67kw

3.3 各轴的转矩
电动机 Ⅰ轴 Ⅱ轴 Ⅲ轴 Ⅳ轴
Td ? 9.55?106 Pd 0.94 ? 9.55?106 ? ? 9.55?103 N ? m m n满 940

TI ? 9.55?106

PI ? 94484 N ?mm NI PII ? 133044 N ?mm N II PIII ? 314385 N ?mm N III

ia ? 44.85 i高 ? 17.94 i 低 ? 2.5

TII ? 9.55?106

TIII ? 9.55?106

T卷 ? 9.55?106

PIII ? 305272 N ?mm N卷

3.4 各轴的运动参数表
表 3.1
轴号 功率 P (Kw)

各轴的运动参数表
传动 比i 效率η

转速 n 转矩 (r/min T(N·m) )

电 机 0.94 轴 Ⅰ轴 0.93

9550

940
1.00 0.99

9448

940
17.94 0.78

Ⅱ轴

0.73

133044

52.4
2.5 0.93

Ⅲ轴

0.69

314385

20.96
1.00 0.97

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卷轴

0.67

305272

20.96

.4.蜗轮蜗杆的选择
P ? 0.93kw, i ? 17.94,
n ? 940 r / min

4.1 选择蜗轮蜗杆的传动类型
根据 GB/T10085—1998 选择 ZI

4.2 选择材料
制造材料:蜗杆 :蜗杆传递功率不大,速度中等, 故蜗杆用 45 钢,调质处理; 蜗轮: 铸锡青铜 ZCuSn10P1, 金属膜铸 造。轮芯用灰铸铁 HT100 制造。 精度等级:初选取 8 级 蜗杆头数:z1=2 由 i=17.94 则 z2= ia z1=35.88 圆整取 z2=36

蜗轮计算公式 和有关数据皆 引自《机械设 计》第 102 页 ~115 页 蜗杆材料用 45 钢,蜗轮用铸 锡 青 铜 ZCuSn10P1 z1=2 z2=36

4.3 按齿面接触疲劳强度计算进行设计
(1)根据闭式蜗杆传动的设计进行计算,先按齿面 接触疲劳强度进行设计, 再校对齿根弯曲疲劳强度。 根据闭式蜗杆传动的设计准则,先按齿面接触疲劳 强度进行设计,再校核齿根弯曲疲劳强度。 计算公式
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m3q ? 9.47 cos ? kT2 (

Z2 ?? ?H

ZE

)2

查表得:9.47cosγ =9.26 确定载荷:K=KA·Kβ ·KV 由于所用为电动机,《机械设计》查表 6-4 取 KA=0.9 因载荷工作性质稳定,故取载荷分布不均匀系数 Kβ =1 预估 v2≤3m/s,取 Kv=1.05 则 K=0.9×1.05×1=0.945 确定作用在蜗轮上的转距 T2 =133044N·mm 确 定 弹 钢 蜗 杆 查表得 性系数 相配 ZE=155
MPa

KA=1.0 Kβ =1.2 Kv=1.05 K=0.945 T2=133044 N·mm ZE=155
MPa

因选用的是铸锡青铜蜗轮和

? b=220MPa
N2=6.10× 107

确定许用接触应力 根据蜗杆材料为铸锡青铜 ZCuSn10P1,金属铸造 模,蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC,可查得 ? =220MPa
b

?? ?H
150.12MPa

?

应力循环次数
N ? 60n2 Lh ? 60×52.94× 1? 8 ? 300? 8 ? 6.10× 107

m3q=968.75 m=5 d1=40mm



?? ?H ? 0.8? b 8 10

7

N

? 150.12MPa
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q=8
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计算 m3q m3q ≥ 9.26 × 1.26 × 1.283 × 105 ×
155 30× 156.48

(

)2=968.75 查表取 则 m3q=1000
a=110

m=5,d1=40mm,q=8.000
z1=2 da1=50mm

4.4 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸
(1)蜗杆 蜗轮分度圆直径 d = m z =5×36=180mm
2 2

γ = 14.03°
取 a=110

中心距 a ? m (q ? z ) ? 5 (8 ? 36) ? 110
2
2

2

变位系数 轴向尺距

x?

a? ? a ?0 m

Pa ? ? m =15.7mm

直径系数 q= 齿顶圆直径

d1 m

=8

* da1 ? d1 ? 2ha m ? 50mm

齿根圆直径 d f 1 ? d1 ? 2(ha*m ? c) ? 27.6mm 分度圆导程角 蜗杆轴向齿厚 s
a

? ? arctan
?

z1 ? 14.03? q

1 1 m? ? 12.5664mm sa ? ?m ? 7.85 mm 2 2
n

蜗杆的法向齿厚 s (2)蜗轮

? sa cos? ? 7.80mm
z2=36
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蜗轮齿数 z 验算传动比 i ? z
2

2

? 36 ,

变位系数 x=0

d2=180mm

z1

? 18 ,
?100 % ? 1% , 在误差允许值内。

da2=190mm

这时传动比误差为: 18 蜗轮分度圆直径 d 喉圆直径 d
a2

17.94
2

df2=168mm

? mz2 ? 5 ? 36 ? 180mm

? d2 ? 2ha 2 ? 180? 2 ? 5 ? 190mm
f2

齿根圆直径 d 确定精度等级
v2 ?

? d2 ? 2h f 2 ? 180? 2 ?1.2 ? 5 ? 168mm
g2

咽喉母圆半径 r

1 ? a ? d a 2 ? 110 ? 0.5 ?190 ? 15mm 2

π n2 d 2 3.14 ? 52.4 ?180 ? ? 0.39 m / s 60 ?1000 60 ?1000

故初选 8 级精度等级合适;KV 不变。

4.5 校核齿根弯曲疲劳强度
① ② ③ ④ ⑤ ⑥ ⑦ ⑧ 当量齿数 校核齿根弯曲疲劳强度
?F ?
1.64 KT2 YF Y? ? [? F ] d1d 2 m
zv=39.43 YF=1.77 Yβ =0.9

zv=z2/cos3γ =39.43

由此, 查 110 页表 7-8 可得齿形系数 YF=1.77 螺旋角系数 许用弯曲应力
?? ?F ? 0.16 ? ? b ? 9 10
6

Yβ =1-γ /140O=0.900

?? ?F ? 28.79MPa

? F ? 12.17MPa

N2

? 0.16 ? 220 ? 9

10 6 ? 28 .79 MPa N2

蜗轮-蜗杆的设 计合理

弯曲应力
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⑨ ⑩ ?

?F ?

1.64 ?1.26 ?133044 ?1.77 ? 0.900 ? 12.17 MPa 40 ?180 ? 5

? F ? ?? ?F

满足弯曲强度。

4.6 验算效率
??
tan? tan14.03 ? ? 0.88 tan( ? ? ?v ) tan( 14.03 ? 1.8)

已知 ? ? 14.03 ; ?
?:

v

? arctan f v ; f v 与相对滑动速度? s 有关。
Kd=15

vs ?

60 ? 1000cos?

?d1n1

? 4.041 m/ s
? 1.8?

差值法查表 7-10 得: ?
2

v

代入式中,得? ? 0.88

搅油效率取 0.99,滚动轴承取 0.98/对 总效率? ? 0.88? 0.98 ? 0.99 ? 0.84 复核
m q ? 9.47 cos?KT2 (
3

) ? Z 2 ?? H ?
2

ZE

?v ? 1.8?

9.47 cos14.03? ? 0.945?133044 ?

0.84 155 ?( ) 2 ? 1009 .30 ? 969.96 0.80 36?149.17

?1 ? 0.88

4.7 热平衡核算
P——蜗杆传递的功率 p=0.93kw
kd

?2 ? ?3 ? 0.99

? ? 0.84

——箱体的散热系数,可取 k
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d

? 15W / (m2 ??C) ;

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A——散热面积,箱内能溅到,而外表面又可 为周围空气所冷却的箱体表面面积,单位为 m2
a 1.75 110 1.75 A ? 0.33( ) ? 0.33( ) ? 0.39 m 2 100 100

查 112 页表 7-10 取

啮合效率

?1 ?

tan? ? 0.88 tan( ? ? ?v )

取搅油效率为η 2=0.99,滚动轴承效率为 η 3=0.99 则总效率为η =η 1·η 2·η 3=0.84

其中 t =20℃,η =0.84,P1=0.93Kw,Kd=15W/
0

(m2·℃) A=0.39m2

则工作油温为
t ? 20 ? 1000 ? (1 ? 0.84) ? 0.93 ? 48.43℃ ? 60℃ 15 ? 0.39

满足温度要求。

5.圆柱齿轮的设计
5.1 材料选择
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①运输机一般工作机器,速度不高,故选用 8 级精度。 ②材料选择。 选择小齿轮材料为 45 钢 (调质) , 硬度为 240HBS,大齿轮材料为 45 钢(正火)硬度 为 190HBS。 ③选小齿轮齿数 z1=28,大齿轮齿 z2=m× z1=70 ④选取螺旋角。初选螺旋角β =18 。 齿宽系数 取 ?
d

齿轮计算公式和 有关数据皆引自 《机械设计》第 75 页~100 页 z1=28 z2=70 β =18o

o

?d ? 0.8
? 0.8

传动类型:斜齿圆柱齿轮传动

5.2 按齿面接触强度计算设计
确定小齿轮分度圆直径 ① ②
d1 ?
3 2

2 KT

?d

u ? 1 ? Z H Z E Z? Z ? ? ? u ? ? ?? ?H

? ? ? ?

确定公式内各计算数值 查表取 KA=1.25 84 页 表 6-4

KA=1.25

a.使用系数 b.动载系数

KV=1.09

预估 v=4m/s,则 vZ1/100=0.96m/s KV=1.09

查图取

c.齿间载荷分配系数 端面重合度
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? ? ? ?1.88 ? 3.2( ? )? cos ? ? 1.95 Z1 Z 2 ? ?

?

1

1 ?

轴向重合度
b sin ? ?d Z1 ?? ? ? tan ? ? 2.18 ?mn ?

? ? ? ?? ? ? ?
=4.13

总重合度

? ? ? ?? ? ? ? ? 4.13
K? ? 1.44

K? ? 1.44
Kβ =1.07 K=2.1

查 84 页图 6-13 取齿间载荷分配系数

d. 齿向载荷分布系数 查 85 页图 6-17 取 K β =1.07 则 K=KA·KV·Kα ·Kβ =2.1 e. 材 料 的 弹 性 影 响 系 数 查 87 页 表 6-15 得 ZE=189.8
MPa
? H lim1 ? 590MPa
? H lim2 ? 470MPa

ZE=189.8
MPa

ZH=2.46 ZΕ =0.72

Z ? ? 0.978

f. 齿向区域系数 页 表 6-19 g.重合度系数 h.螺旋角系数 则

查图取

ZH=2..46

87

Z? ? 1/ ?? ? 1/1.61 ? 0.78 Z? ? 1/ ?? ? 0.72
Z? ? cos? ? 0.978

Z E Z H Z? Z? ? 189.8 ? 2.46? 0.788? 0.992 ? 356.34

i.接触疲劳强度极限 查图取 σ Hlim1=590MPa

σ Hlim2=470MPa
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j. 应力循环次数
N1 ? 60n2 jLh ? 60? 52.4 ?1? 8 ? 300? 8 ? 6.10?107

N1=6.1×107 N2=3.05×107 KHN1=1.05 KHN2 =1.08

N2=N1/i=6.10×107/2.5=3.05×107 查表得接触疲劳寿命系数 KHN1=1.05; KHN2 =1.08 k.计算接触疲劳许用应力,取安全系数 SH=1(失 效概率为 1%) 则
?? ?H 1 ? k HN 1? H lim1 ? 1.05? 590 ? 619.5MPa
SH 1

SH=1

?? ?H 1 ? 619.5MP
a

?? ?H 2 ? 507MPa ?? ? ? 507MPa

?? ?H 2 ? k HN 2? H lim2 ? 1.08? 4700 ? 507MPa
SH 1

?? ? ? min??? ?H1, ?? ?H 2 ? ? 507MPa

5.3 计算

d1 ? 3

试算小齿轮分度圆直径 d1
2 ? 2.1?133044 2.5 ? 1 356.34 2 ? ?( ) ? 78.57m m 0.8 2.5 507



校核圆周速度
v?

?n2 d1
60 ?1000

? 0.21m / s

d1=78.57mm V=0.21m/s KV’=1.00



修正载荷系数 取 KV’=1.00,则

vz1/100=0.04m/s
K? ? ? Kv 1 K? ? 2.1 ? 1.93 Kv 1.09

K’=1.93

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? ? d1 3 d1

校正分度圆直径
K? 1.93 ? 66.45? 3 ? 76.39m m K 2.1

d1’=76.39mm

确定主要参数 ⑦ ⑧ ⑨ 计算法向模数 查表取标准值 计算中心距
a=155mm

? cos ? / Z1 ? 2.59mm mn ? d1

mn=3mm

mn=3mm

m (Z ? Z 2 ) a? n 1 ? 153.7m m 2 cos ?

⑩ ?

圆整取

a=155mm

? =18.20°

修正螺旋角
mn ( Z1 ? Z 2 ) ? 18.20 ? 2a 将 ? =18.20°带入上述过程进
d1=88.57mm

? ? arccos

行计算得结果变化不大。 故设计合理,不需再做修正。 ? 计算分度圆直径

d2=221.42mm

mZ d1 ? n 1 ? 88.57m m cos ? d2 ? mn Z 2 ? 221.42m m cos ?

b1=75mm b2=69mm

?

计算齿宽

b2 ? ?d d1 ? 70.85mm圆整得 b2 =75

则取 b1=75mm,b2=69mm
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?
? F1 ?

校核齿根弯曲疲劳强度
2 KT1 YFa1YSa1Y? Y? ? ?? F 1 ? bd1mn

Y ? =0.63

?F2

2 KT1 ? YFa 2YSa 2Y? Y? ? ?? F 2 ? bd1mn

Y ? =0.85

?

计算重合度系数
zV1=32.57

Y? ? 0.25 ?

0.75

??

? 0.25 ?

0.75 ? 0.63 1.95

zV2=81.58 YFa1=2.64 YFa2=2.23 YSa1=1.60

?

计算螺旋角系数
?
120? ? 1 ? 1? 18.20? ? 0.85 120?

Y? ? 1 ? ? ?

YSa2=1.72

?

计算当量齿数

Zv1 ? Z1 / cos3 ? ? 28/ cos3 18.03 ? 32.57
Z 2 ? Z2 / cos3 ? ? 70 / cos3 18.20? ? 81.68

?

查取齿形系数

YFa1=2.64,YFa2=2.23 ? 查取应力集中系数

YSa1=1.60,YSa2=1.72 ? 计算弯曲疲劳许用应力

[σ F]=KFN·σ Flim/SH 弯曲疲劳极限应力
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σ Flim1=450MPa,小齿轮调质 σ Flim2=390Mpa,大齿轮正火 查取寿命系数 KFN1=KFN2=1 安全系数 SH=1 (取失效概率为 1%)

? Flim1 ? 450MPa ? Flim2 ? 390MPa

KFN1=KFN2=1 SH=1
[? F1] ? 450MPa
[? F2] ? 390MPa

σ 1=63.47 MPa σ 2=57.63 MPa

则[σ F1]=1×420/1=450MPa [σ F2]=1×390/1=390MPa 21
?1 ?

斜齿轮的设计合 理

计算弯曲应力

2 ? 2.1?133044 ? 0.63? 0.85? 2.64?1.60 75? 88.51? 3 ? 63.47MPa

? 2 ? ?1 ?

2.23 ?1.72 ? 57.63MPa 2.64 ?1.60

故设计合理。

6. 轴的设计计算
6.1 蜗杆轴
蜗杆上的功率 P 转速 N
I I

和转矩分 T 别如
I

下: P = 0.73kw N =940r/min
I I

T =133044N·mm
I

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6.1.1 按扭矩初算轴径
轴的计算公式和 有关数据皆引自 《机械设计》第 137 页~第 153 页

轴的材料选用常用的 45 钢。 当轴的支撑距离未 即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定周径 d , 计算 公式为:
d ? C?3 P n

定时,无法用刚度确定轴径,要用初步估算的方法, 轴的材料选用常
用的 45 钢

d1 ? 11.49 mm

查《机械设计》143 页表 10-2,取 C=112 1、2、3 轴的轴径计算结果为:
d1 ? C ? 3 P 0.93 ? 112? 3 ? 11.16m m n 940 P 0.73 ? 112? 3 ? 26.95m m n 52.4 P 0.69 ? 112? 3 ? 35.90m m n 20.96

d2 ? 29.24 mm

d3 ? 36.97 mm

d2 ? C?3

d3 ? C ?3

d1 ? 11.49m m d 2 ? 29.24m m

考虑到有键槽,将直径增大 3%,则: d ? 36.97m m
3

考虑到 1 轴要与电动机联接, 初算直径 d1 必须 与电动机轴和联轴器空相匹配及 d3 必须和联轴器 空相匹配,所以初定 d1=20mm,d3=38mm,d2 =30mm。

6.1.2 蜗杆的结构设计
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1)蜗杆上零件的定位,固定和装配
I 端:轴的最小直径为安装联轴器处的直径 d 1 ,

故同时选用联轴器的转矩计算 T 虑到转矩变化很小,故取 k ? 1.5
TC ? K ? T ? ?T ? TCA ? 1.5 ? 9.53?103 ? 14295 N· mm

ca

? K ATI ,查文献,考

按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件和考虑 到蜗杆与电动机连接处电动机输出轴的直径查文献 选 GY3 型刚性固定式联轴器。
表 6.1 型号 蜗杆轴联轴器参数
L

公称转 许用转速 距
( N ? m)

? mm?

轴的直 径 ? mm ?

(r / min)

GY3

112

9500

62

28

因此选择 1 段 D1=20mm 长度取 L1=60mm,轴上键槽 键宽和键高以及键长为 6*6*50.轴上的键槽应靠近 轴的端面处。 轴的径向尺寸:当直径变化处的端面用于固定 轴上零件或承受轴向力时,直径变化值要大些,固 定轴肩可取 (6 ~ 8)m m ,否则非固定轴肩可取 (1 ~ 3)mm。 轴的轴向尺寸: 轴上安装传动零件的轴段长度是 由所装零件的轮毂宽度决定的,而轮毂宽度一般是 和轴的直径有关,确定了直径,即可确定轮毂宽度。
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轴的端面与零件端面应留有距离 L,以保证零件端 面与套筒接触时起到轴向固定作用,一般可取
L ? (1 ~ 3)mm。

3 段:初选用角接触球轴承,参考要求因 d

II ? III

=44,

查文献选用 30206E 型圆锥棍子轴承 d * D * B ? 30 * 62 *17.25 角接触球轴承一端用溅油盘定位,油环紧靠轴环端 用于轴肩定位。 轴 1 各轴段的径向尺寸和轴向尺寸表 轴段 1 2 3 4 5 6 7 8 9 径向尺寸 20 25 30 38 30 50 30 38 30 轴向尺寸 60 72 30 7 42 65 42 7 30

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图 6.1 蜗杆轴结构

6.2 蜗轮轴 6.2.1 轴的设计计算
(1)输出轴上的功率,转速和转矩: P =0.73kw , N =52.4r/min ,T =133044Nmm
II

II

II

(2)初步确定轴径的最小直径,将直选用 d=30mm

6.2.2 轴的结构设计
(1)轴上的零件定位,固定和装配 蜗轮左面用轴肩定位,右端面用挡油环定位, 轴向采用键和过度配合,两轴承分别以挡油环和轴 端盖定位,周向定位则采用过度配合或过盈配合, 小齿轮左面用挡油环定位,右面采用轴肩定位。轴 呈阶梯状,左轴承从左面装入,右轴承从右面装入。 (2)确定轴的各段直径和长度 1 段:初选用角接触球轴承,参照要求取型号为 7206C 型 d * D * B ? 30 * 62 *16 ,
d 2? 35m m

2 段:

蜗轮宽 50mm。轴上键槽键宽和键高以
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及键长为 10*8*40 3 段:轴环的轴向定位, d 4 段: d
4

3

? 41mm

? 35m m,小齿轮宽

75mm.轴上键槽键宽和键高

以及键长为 10*8*63. 轴 2 各轴段的径向尺寸和轴向尺寸表 轴2各 轴段 1 2 3 4 5 尺寸 30 35 41 35 30 径向 尺寸 36 48 34 73 36 轴向

Ⅱ轴的初步设计如下图:

6.3 低速轴
1 端:轴的最小直径为安装联轴器处的直径 d ,
1

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故同时选用联轴器的转矩计算 T 虑到转矩变化很小,故取 k ? 1.5
TC ? K ? T ? ?T ? TCA ? 1.5 ? 314385? 471578 N· mm

ca

? K ATI ,查文献,考

按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件和 考虑到蜗杆与电动机连接处电动机输出轴的直径查 文献选 HL3 型弹性柱销联轴器。
表 6.1 型号 蜗杆轴联轴器参数
L

公称转 许用转速 距
( N ? m)

? mm?

轴的直 径 ? mm ?

(r / min)

HL3

630

5000

82

38

选择 1 段 D1=38mm 长度取 L1=80mm,轴上键槽键宽 和键高以及键长为 10*8*70.轴上的键槽应靠近轴的 端面处. 2 段d
2

? 40mm

3 段轴选择角接触轴承 7209C 型 d * D * B ? 45 * 85 *19 4 段轴颈 d=54mm 5 段轴颈 50mm 大齿轮宽 69mm,故考虑轴向定位 l=66mm。轴上键槽键宽和键高以及键长为 14*9*56. 轴 3 各轴段的径向尺寸和轴向尺寸表 轴段 径向尺寸 轴向尺寸
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1 2 3 4 5 6

38 40 45 54 50 45

80 48 39 85 65 44

6.4 低速轴的弯扭合成强度计算
由Ⅲ轴装轴承处轴的直径 d=45mm,查《机械 设计课程设计指导手册》得到应该使用的轴承型号 为 7209C,D=85mm,B=19mm,a=18.2mm(轴承 的校核将在后面进行) 。 a.轴的结构

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T3 ? 314.385N ? mm

Ft3=2765N
(单位 N·mm)

Fr3=1059.38N

计算大齿轮受力:
Fr 3 ? Ft 3

Ft 3 ?

2T3 2 ? 314.39?1000 ? ? 2765N d3 227.42

Fa3=909.09N

tan? n tan 20? ? 2765? ? 1059 .38N cos ? cos18.20?
R1’=200N R2’=811.63N
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Fa3 ? Ft 3 tan? ? 2765? tan18.2? ? 909.09N

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由此画出大齿轮轴受力图,见 b 图 计算轴承反力(c、e 图) 水平面
R1? ? ?? R2 1059 .38 ?138 .3 ? 909 .09 ? 227 .42 / 2 ? 200 N 215 .6 1059 .38 ? 67.6 ? 909 .09 ? 227 .42 / 2 ? 811 .63 N 215 .6
R1”=2226.36N R2”=866.95N

垂直面
R1?? ? ?? ? R2 2765 ?173 .6 ? 2226 .36 N 215 .6

2765 ? 67.6 ? 866 .95 N 215 .6

画出水平弯矩 Mxy 图(图 d),垂直面弯矩 Mxz 图(图 f) 和合成弯矩 M ?
2 2 M xy ? M xz

图(图 g) 。

画出轴的转矩 T 图(图 h) ,T=314.385N·m 初步分析Ⅰ ~ Ⅲ三个截面有较大的应力和应力 集中。现 对Ⅱ面将进行安全系数校核。 轴 材 料 选 用 45 钢 调 质 , σ b=650MPa , σ s=360MPa, 查表得疲劳极限: σ -1=0.45σ b=0.45×650=293MPa,
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σ σ τ τ

-1=293MPa 0=527MPa -1=169MPa 0=325MPa

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σ 0=0.81σ b=0.81×650=527MPa τ -1=0.26σ b=0.26×650=169MPa τ 0=0.5σ b=0.5×650=325MPa 由式?? ? (2?
?? ?
?1

? ? 0 ) / ? 0 ,?? ? (2? ?1 ?? 0 ) / ? 0 得

? ? ? 0.11 ? ? ? 0.04
M3=143630 N·mm

2 ? 293 ? 527 2 ?169 ? 325 ? 0.11 ?? ? ? 0.04 526 325 ,

求截面Ⅱ的应力
M3 ? 105 .8 ?187751 ? 143630 N ? mm 138 .3
σ =11.49MPa σ m=0 τ =12.57MPa τ a=6.29MPa

? ??a ?
??

M 1 143630 ? ? 11.49 MPa , ? m ? 0 W 0.1? 50 3

T 314385 ? ? 12.57 MPa W 0.2 ? 50 3

?a ??m ?

?
2

? 6.29 MPa

求截面Ⅱ的有效应力集中系数 因在此面处有轴直径变化, 过渡圆角半径 r=5mm,其应力集中可由表查得 D/d=54/50=1.08, r/d=5/50=0.10。由σ b=650MPa 查得 kσ =1.58,k τ =1.22。 求表面状态系数β 及尺寸系数ε σ 、ε τ 查表得β =0.92,ε σ =0.81、ε τ =0.76。 求安全系数 设为无限寿命,kN=1
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kσ =1.58 kτ =1.22 β =0.92 ε σ =0.81 ε τ =0.76

S? ? 12.35 S? ? 13.16

S=9.09
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S? ?

k N ? ?1

? ??
S? ? k?

k?

? a ?? ? ? m
?

?

1? 293 1.58 ?11.49 ? 0.11? 0 0.92? 0.81
1?169

? 12.35

轴设计合理

k N? ?1

? ??

? a ?? ?? m

1.40 ? 6.29 ? 0.04? 6.29 0.92? 0.76

? 13.16

则综合安全系数为
S? S? S? S? ? S?
2 2

?

12.35?13.16 12.352 ? 13.162

? 9.09

> ?S ? ? 1.5

故轴安全。

7.滚动轴承的选择
7.1 滚动轴承的选择计算
由于传动装置采用蜗轮-蜗杆—斜齿轮传动, 存在 一定的轴向力,故选用角接触球轴承。现计算Ⅲ轴 上的一对轴承的寿命。 轴承型号 7209C,d=45mm,D=85mm,B=19mm, 基 本 额 定 动 载 荷 Cr=38500N , 基 本 额 定 静 载 荷 Cor=28500N,采用脂润滑 nlim=6700r/min。 1. 计算内部轴向力 受力如图 i
Fr1=2235.33N Fr2=1187.58N S1=1534.7N
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轴承的计算公式 和有关数据皆引 《机械设计》第 159 页~第 173 页

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S2=831.31N

查表得

S=0.7Fr(α =25o,e=0.7)

?2 ? R1 ??2 ? 2002 ? 2226 Fr1 ? R1 .362 ? 2235 .33N ?2 ? R2 ??2 ? 811.632 ? 866.952 ? 1187 Fr 2 ? R2 .58N



S1=0.7×2235.33=1534.7N S2=0.7×1187.58=831.31N

Fa1=1534.7N Fa2=2443.79N

计算单个轴承的轴向载荷 比较 S1+FA 与 S2 的大小 S1+FA=1534.7+909.09=2443.79N> S2 由图示结构知,1 轴承“放松” ,2 轴承“压紧” 。 则 Fa1=S1=1534.7N,Fa2=S1+FA =2443.79N P=fP(XFr+YFa) 查表取 fP=1.2
Fa1 1534.7 ? ? 0.70 Fr1 2235.33 ?e

fP=1.2

计算当量载荷

X1=1,Y1=0

查表得 X1=1,Y1=0
Fa 2 2443.79 ? ? 2.06 ? e Fr 2 1187.58
X2=0.41 Y2=0.87

查表得 X2=0.41,Y2=0.87 则 P1=1.2(1×2235.33+0×1534.7)=2682.4N
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P2=1.2(0.41 计算寿命

×

1187.58



0.87

×

2443.799)=3135.6N 取 P1、P2 中的较大值带入寿命计算公式 因为是球轴承,取ε =3,则
Lh10 ? 106 C ? 106 38500 3 ( ) ? ( ) ? 1471898 h 60n P 60? 20.96 3135 .6 >19200h
P1=2682.4N P2=3135.6N

7.2 轴承校核 静载荷验算 查表得 X0=0.5,Y0=0.38,则 P01= X0Fr1+Y0Fa1=0.5 × 2235.33 + 0.38 × 1534.7=1700.85N 因 P01< Fr1,故取 P01= Fr1=2235.33N<<C。
Lh10 ? 1471898 h

P02= X0Fr2+Y0Fa2=0.5 × 1187.58 + 0.38×2443.79=1522.43<<C 极限速度验算
P 2682 .4 1 ? ? 0.070 C 38500 P2 3135 .6 ? ? 0.08 C 38500

查图得 f11=1,f12=1,tanβ 1=Fa1/Fr1=0.70,tan β 2= Fa2/Fr2=2.06 查图得 f21=1.00,f22=0.95,则 f11f21nlim=1×1.00×6700=6700r/min>n f12f22nlim=1×0.95×6700=6030r/min>n
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轴承选择合理

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故选用 7209C 型角接触球轴承符合要求。

8.键连接的选择
在轴的计算中已经确定 Ⅲ轴左端键槽部分的轴径为 50mm,所以选择 普通圆头平键 A14×56 GB/T 1095-2003

右端键槽部分的轴径为 38mm,所以选择圆头普通 平键 A10×70。 Ⅲ轴左端键的校核:8 级精度的齿轮要求一定定心 性,所以选平键,由于是静联接,选用普通圆头平 键。由手册可查的当 d=(44~50)时,键的刨面尺寸 为:宽 b=14mm,高 h=9mm。参考毂长选键长 l=56mm。键的接触长度 l
p
1

? l ? b ? 56 ? 14 ? 42mm。查表可得 T=504000N ·m
m

连接的许用挤压应力 ?? ? ? 80MPa (载荷微震,故取大 值)由式 转矩为
T?

T?

1 , , 1 h l d ? p ? hl , d ? p 2 4

? ?

? ?

得连接所能传递的

1 1 h?l ?d ? p ? ? 9 ? 56 ? 50 ? 80 ? 504000 N ? mm 2 4 >314385 N ? mm

? ?

所以键的选择符合要求。

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9.联轴器的选择计算
在轴的计算中已经确定

10.润滑和密封说明
10.1 润滑说明
因为是下置式蜗杆减速器,且其传动的圆周速 度 v ? 12m / s ,故蜗杆采用浸油润滑,取浸油深度 h=12mm;润滑油使用 50 号机械润滑油。轴承采用 润滑脂润滑,因为轴承转速 v<1500r /min,所以选 择润滑脂的填入量为轴承空隙体积的 1/2。

10.2 密封说明
在试运转过程中,所有联接面及轴伸密封处都 不允许漏油。剖分面允许涂以密封胶或水玻璃,不 允许使用任何碘片。轴伸处密封应涂上润滑脂。

11.拆装和调整的说明
在安装调整滚动轴承时,必须保证一定的轴向 游隙,因为游隙大小将影响轴承的正常工作。在安 装齿轮或蜗杆蜗轮后,必须保证需要的侧隙及齿面 接触斑点,侧隙和接触斑点是由传动精度确定的, 可查手册。当传动侧隙及接触斑点不符合精度要求 时,可以对齿面进行刮研、跑合或调整传动件的啮 合位置。也可调整蜗轮轴垫片,使蜗杆轴心线通过 蜗轮中间平面。
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12.减速箱体的附件选择和说明
12.1 减速器附件的选择
1. 窥视孔盖 窥视孔盖的规格为 150×110mm。 箱体上开窥视孔处设有凸台 5mm, 一边机械加 工支撑盖板的表面,并用 2mm 的垫片加强密 封,盖板材料为 45 钢,用 6 个 M8 螺栓紧固。 2. 通气器 减速器运转时,箱体内温度升高, 气压加大对密封不利,故在窥视孔盖上安装通 气器,是箱体内热膨胀气体自由逸出,以保证 压力均衡,提高箱体缝隙处的密封性能。考虑 到室内大批的工作环境,选用带螺纹连接铸成 的通气器。 3. 启盖螺钉 在减速器装配时于箱体剖分面上 涂有水玻璃或密封胶,为了便于开盖故设有启 盖螺钉。其螺纹长度要大于机盖连接凸缘的厚 度,螺杆端部做成圆柱形、大倒角或半圆形, 以免破坏螺纹。 4. 定位销 为了保证剖分式箱体的轴承座孔的 加工及装配精度,在箱体连接凸缘的长度方向 两端各安置一个圆锥定位销,两销尽量远些, 以提高定位精度。定位销的直径为 d=8mm, 长度应大于箱盖和箱座连接凸缘的总厚度,以
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便于装卸。 5. 吊环和吊钩 上铸出吊钩。 6. 油标尺 油标尺应放在便于观测减速器油面 及油面稳定之处。先确定右面高度,再确定油 标尺的高度和角度,应使油孔位置在油面以 上,以免油溢出。油标尺应足够长,保证在油 液中。采用带有螺纹部分的杆式油标尺。注意 油标不能浸油。 7. 放油螺塞 放油孔的位置应在油池的最低 处,并安排在减速器不与其他部件靠近的一 侧,以便于放油。放油孔用螺塞堵住,因此油 孔处的箱座外壁要有 5mm 左右的凸台,经机 械加工成为螺塞头部的支承面,并加封油圈以 加强密封。 8.调整垫片组 9.轴承盖 调整垫片组的作用是调整轴 承的轴向位置。垫片组材料为 08F。 轴承盖结构采用螺钉式可分为螺 钉联接式,材料为铸铁(HT150) 。 为了便于拆卸和搬运,在箱盖 上装有环首螺钉或铸出吊环、吊钩,并在箱座

12.2 减速器附件的说明
机座和箱体等零件工作能力的主要指标是刚
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度,箱体的一些结构尺寸,如壁厚、凸缘、宽度、 肋板厚度等,对机座和箱体的工作能力、材料消耗、 质量和成本,均有重大影响。但是由于其形状的不 规则和应力分布的复杂性,未能进行强度和刚度的 分析计算, 但是可以根据经验公式大概计算出尺寸, 加上一个安全系数也可以保证箱体的刚度和强度。 箱体的大小是根据内部传动件的尺寸大小及考虑散 热、润滑等因素后确定的。

13.设计小结
早在大一的时候我就看着学长每天也是这么忙 的在做课程设计,当时我就很不理解,我们专业有 这么忙吗?现在我才知道了,原来我们专业是很有 意思,能够让人学到很多知识。 转眼间,我就大三了,拿到任务书时我是非常的 兴奋,当时心里就想一定要把课程设计做好。 《机械 设计课程设计》主要分为四个阶段。 第一阶段,设计计算阶段。在这一阶段中在老师 的开题讲座中,我明白了我们本课程设计要设计什 么,那一阶段该干些什么。在设计计算阶段中,我 遇到了最大的一个问题就是蜗轮的传动比分配不合 理。在这问题直接导致了我重新分配传动比,再次 对减速器的各个零件的设计及选用。
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第二阶段,减速器装配图草图绘制阶段。在这一 阶段我们主要要根据我们之前的计算实现在图纸 上,要确定箱体的大小,以及各个零件该安装在箱 体的那个位置上。在老师的帮助下,我也参考了书 籍资料,最终把草图绘制出来了。 第三阶段,用 CAD 绘制装配图和零件图。由于前 两个阶段我做的比较仔细所以各个零件的尺寸我很 快的就绘制了出来,但是由于工程制图的很多相关 知识的遗忘,在绘制标准件和减速器附件时不是很 顺利,要不停的去看书和查尺寸。但是经过我废寝 忘食的绘制,最后这个难关也被我攻克了。 第四阶段,减速器设计说明书的书写。在这一阶 段中,由于个零件图和装配图,与我最初的设计计 算有一些出入,所以很多数据又进行了再计算。但 是当我把说明书在 word 中体现出来后, 文章的排版 是一个很繁琐而又复杂的难题,按照老师的版面要 求,最后把说明书排成了老师要求的版式。 在这个课程设计中,它把我以前所学的独立课程 (如:机械制图、理论力学、材料力学、机械原理、 机械制造基础、工程材料与成型技术基础、互换性 与测量技术、机械设计)有机结合了起来。在这过 程中我充分的体会到了,这些学科即使相对独立又
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是密不可分的。通过这次设计把我以前落下的和忘 了的知识都补了回来。 虽然在设计的工程中我有抱怨,但是我的内心还 是想必须要把这个课程设计要做好。所以我每天从 早八点到晚上十一点, 在这个繁琐又复杂的设计中, 我体会到了我们专业需要我们严谨的思维、精确的 计算、刻苦的精神。在此设计的过程中,又把我高 三的奋斗精神激发了出来。这次课程设计我学到了 以前没有学到的知识 设计是一项艰巨的任务,设计是要反复思考、 反复修改,设计是要以坚实的知识基础为前提的, 设计机械的最终目的是要用于实际生产的,所以任 何一个环节都马虎不得,机械设计课程设计让我又 重温了一遍学过的机械类课程的知识。经过多次修 改,设计的结果还是存在很多问题的,但是体验了 机械设计的过程,学会了机械设计的方法,能为以 后学习或从事机械设计提供一定的基础。

14.参考文献
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机械设计课程设计

1. 韩晓娟.机械设计课程设计指导手册.北京:中 国标准出版社,2008 2. 许立忠,周玉林.机械设计.北京:中国标准出 版社,2009 3. 龚溎义,潘沛霖.机械设计课程设计图册.北京: 高等教育出版社,2006 4. 成大先.机械设计手册.北京:化学工业出版社, 2007 5. 邵晓荣,张艳.互换性与测量技术基础.北京: 中国标准出版社,2007

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燕山大学 《机械设计》 课程设计综评

项目 (A)全勤 出勤 (15 分) 平时成绩 (30 分) 态度 (15 分)

细则 (B)缺勤不多于 2 次 (C)缺勤不多于 5 次 (D)缺勤 5 次以上的 (A)积极 (B)比较积极 (C)一般 (D)不积极 结构 (10 分) 合理 比较合理 优

成绩

图面成绩 (50 分)

图面 质量 (40 分)

良 中 及格 不及格 优

答辩成绩 (20 分)

良 中 及格 不及格

总成绩

答辩小组成员签 字 年 月 日

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