机械设计基础第五版复习提纲杨可桢资料.docx
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机械设计基础第五版复习提纲杨可桢资料
机械设计基础第五版复习提纲(杨可桢)
第一部分课程重点内容
第1章平面机构的自由度和速度分析
1)构件、零件、运动副的概念及其分类。
两构件直接接触并能产生一定相对运动的连接称为运动副。
两构件通过面接触组成的运动副称为低副,平面机构中的低副有移动副和转动副。
两构件通过点或线接触组成的运动副称为高副。
2)绘制机构运动简图的方法。
3)平面机构的自由度计算公式。
F=3n-2PL-PH,注意事项:
(1)复合铰链(图1-13)
(2)局部自由度是在有些机构中某些构件所产生的不影响机构其他构件运动的局部运动的自由度。
如凸轮小滚子焊为一体
(3)虚约束是机构中某些对机构的运动实际上不起约束作用的约束。
应将引入虚约束的运动副和构件除去不计
(1)当两构件在几处接触而构成移动副,且各接触处两构件相对移动的方向彼此平行,或者两构件在几处配合而构成转动副,且转动轴线重合时,则应视为一个低副(其余低副处的约束可以认为是虚约束)。
(2)当两构件在几处接触而构成平面高副时,若各接触点处的公法线重合,应视为一个高副;若各接触点处的公法线不相重合,这时各接触点处提供的约束已不再是同一约束。
例如若两构件在两处接触而形成平面高副,两个接触点处公法线方向并不彼此重合,而是相交或平行,则应视为两个平面高副或相当于一个平面低副。
(3)机构中传递运动不起独立作用的对称部分。
机构具有确定运动条件:
原动件数=机构自由度
作业题:
P19,题1-5、6、7、8、9、10、11、12、13
4)速度瞬心的概念,正确计算机构的瞬心数;三心定理并能确定平面机构各瞬心的位置;瞬心法对简单高、低副机构进行速度分析。
作业题:
P19,题1-17
第2章平面连杆机构
1)平面四杆机构的基本形式及其演化机构。
(1)3种基本类型:
曲柄摇杆机构、双曲柄机构、双摇杆机构
(2)演化形式:
(改变构件的形状与运动尺寸、扩大运动副和机构的倒置)
含一个移动副:
曲柄滑块机构、转动导杆机构、摆动导杆机构、定块机构、摇块机构
含两个移动副:
双滑块机构
偏心轮机构
2)平面四杆机构的特性:
(1)急回运动和行程速度变化系数。
θ:
极位夹角,是摇杆处于两极限位置时,对应的曲柄所夹的锐角。
(2)压力角和传动角(P37作业2-3)。
压力角α:
从动件受力点的受力方向和该点速度方向之间所夹的锐角。
传动角γ:
压力角的余角,即γ=90°-α。
实际就是连杆与从动件之间所夹的锐角。
压力角最大值:
曲柄与机架共线两处之一
(3)死点位置。
传动角γ=0°,即压力角α=90°,曲柄为从动件,曲柄和连杆共线处
3)铰链四杆机构有曲柄的条件。
杆长条件:
最长杆与最短杆的长度之和≤其他两杆长度之和
连架杆或机架之一为最短杆
作业题:
在图所示的铰链四杆机构中,已知
AD为机架试求:
1)若此机构为曲柄摇杆机构,且AB为曲柄,求
的最大值;
2)若此机构为双曲柄机构,求
的最小值;
3)若此机构为双摇杆机构,求
的数值
解:
(1)AB为曲柄,则AB为最短杆,
,
由杆长条件有:
,由此得:
,
即:
的最大值为15mm;
(2)若机构为双曲柄机构,则机架为最短杆,即
,
并满足杆长条件,
当AB为最长杆时(
),有:
当AB不为最长杆时(
),有:
,
由此得,
,
的最小值为45mm
(3)若机构为双摇杆机构,有以下两种情形:
(a)不满足杆长条件,(b)满足杆长条件,且最短杆为连杆,即机架对边为最短杆,但
,连杆BC不可能为最短杆,杆长条件满足时,机构不会成为双摇杆机构,因此,只需考虑第一种情形,具体分析如下:
①AB为最短杆,
,
有:
,
②当AB为最长杆时(
),有:
由装配条件
③当AB不为最长杆和最短杆时(
),有:
综合分析得:
若机构为双摇杆机构时,
或
4)平面四杆机构的作图设计方法。
1.用作图法设计平面四杆机构
作业题:
2-6,2-7,2-8
2.用解析法设计平面四杆机构
作业题:
2-12
3.用实验法设计平面四杆机构
第3章凸轮机构
1)凸轮机构的类型、优缺点及适用场合。
凸轮机构是由凸轮、从动件和机架三个主要构件所组成的高副机构。
2)凸轮机构设计中的一些基本概念:
作业题:
3-2,3-5
基圆:
以凸轮理论轮廓的最小向径所作的圆。
推程:
当凸轮以等角速转动时,从动件被推到距凸轮转动中心最远的位置的过程称为推程。
从动件上升的最大距离称为从动件的升程,相应的凸轮转角称为推程运动角。
回程:
从动件由最远位置回到起始位置的过程称为回程,对应的凸轮转角称为回程运动角。
休止:
从动件处于静止不动的阶段。
从动件在最远处静止不动,对应的凸轮转角称为远休止角;从动件在最近处静止不动,对应的凸轮转角称为近休止角。
从动件常用运动规律的特点和适用场合。
凸轮机构的从动件做等速运动时,造成强烈刚性冲击;做等加速等减速和简谐运动时造成柔性冲击;做正弦加速度运动时没有冲击。
3)反转法原理,学会根据这一原理用图解法设计或分析盘形凸轮机构。
作业题:
3-4
4)滚子半径与凸轮实际轮廓之间的相互影响关系,压力角、基圆半径之间的相互关系(加大基圆半径rmin,可减小压力角),掌握凸轮机构基本尺寸确定的原则,学会根据这些原则确定移动滚子从动件盘形凸轮机构的基圆半径、滚子半径和偏置方向。
第4章齿轮机构
1)齿轮机构的特点及主要类型。
两轴平行的圆柱齿轮传动:
直齿圆柱齿轮传动(外啮合、内啮合)、齿轮与齿条传动、斜齿圆柱齿轮传动、人字齿轮传动等;
两轴相交的圆锥齿轮传动(直齿、曲齿);
两轴交错的齿轮传动,如交错轴斜齿轮传动、蜗轮蜗杆传动。
2)齿廓实现定角速比传动的条件。
不论齿廓在任何位置接触,过接触点所作的齿廓公法线必须与连心线交于一定点。
齿廓接触点的公法线与两齿轮连心线的交点称为节点C,以两齿轮的中心O1,O2为圆心,过节点C的两圆称为节圆,节圆半径分别以r1′,r2′表示。
两节圆相切于节点,一对齿轮传动时,它的两节圆作纯滚动,其角速度比就等于两节圆半径的反比,即i=ω1/ω2=r2′/r1′。
3)渐开线的性质。
(1)发生线沿基圆滚过的长度BK与基圆上被滚过的圆弧长度AB相等,即BK=AB。
(2)渐开线上任意点K的法线BK必与基圆相切。
点B是切点,是渐开线的曲率中心,BK是渐开线的曲率半径。
(3)渐开线上各点的压力角不等:
cosK=rb/rK。
渐开线在基圆上的压力角为零,离基圆越远,压力角越大。
(4)渐开线的形状决定于基圆的大小。
基圆大小不同,渐开线形状不同,基圆越大,渐开线越平直,基圆无穷大时,渐开线变为一直线。
(5)基圆以内无渐开线。
4)渐开线齿廓的特点。
(1)渐开线齿廓满足定角速比要求
(2)渐开线齿轮传动的可分性
(3)渐开线齿轮之间的正压力方向不变性
5)渐开线标准直齿圆柱齿轮及其啮合传动。
(1)标准齿轮:
分度圆上齿厚与齿槽宽相等,且齿顶高和齿根高为标准值的齿轮称为标准齿轮。
其基本参数有齿数z、模数m、压力角、齿顶高系数ha*、顶隙系数c*五个。
只要这五个基本参数确定,则直齿圆柱齿轮的其他几何尺寸即可确定。
国家标准规定:
标准压力角=20°、正常齿的齿顶高系数ha*=1.0、顶隙系数c*=0.25,且规定了标准模数系列。
分度圆直径d=mz,s=e=p/2=πm/2;db=dcosα=mzcosα
齿顶高ha=ha*m=da-d;齿根高hf=(ha*+c*)m=d-df;
(2)一对渐开线标准直齿圆柱齿轮正确啮合的条件是:
两轮的模数和压力角必须分别相等,即m1=m2=m,1=2=。
(3)标准中心距:
a=r1+r2=m(z1+z2)/2。
(4)分度圆与节圆、压力角与啮合角:
分度圆和压力角是单个齿轮本身所固有的,而节圆和啮合角是两个齿轮相互啮合时才出现的。
当标准齿轮按标准中心距安装时,节圆与分度圆重合,啮合角与压力角相等。
当标准齿轮按非标准中心距安装时,实际中心距a′是两节圆半径之和,即a′=r1′+r2′≠m(z1+z2)/2,此时的啮合角α′与压力角α不等,对于标准齿轮一般有′>。
acos=a′cos′
(5)齿轮啮合传动过程:
一对直齿轮啮合传动开始时,是主动齿轮的齿根部与从动齿轮的齿顶接触,当两轮继续传动时,啮合点在主动齿轮齿廓上从齿根部向齿顶部逐渐移动,在从动齿轮上是从齿顶向齿根部逐渐移动,啮合传动终止时,是主动齿轮的齿顶部与从动齿轮齿根部接触。
从另一角度来考察其啮合过程,齿轮传动中啮合点落在两基圆的内公切线上,这条线段称理论啮合线。
实际啮合起始点是从动齿轮顶圆与理论啮合线的交点;实际啮合的终止点是主动齿轮顶圆与理论啮合线的交点;两交点之间的线段就是实际啮合线。
(6)重合度:
啮合弧与齿距之比称为重合度,用ε表示,即ε=啮合弧/齿距。
重合度越大,表示同时啮合的齿的对数越多。
(7)齿轮连续传动的条件:
齿轮的传动是依靠两轮轮齿依次啮合实现的。
为保证两齿轮连续传动,必须保证前一对齿尚未退出啮合时,后一对齿已进入啮合,即啮合弧必须大于等于齿距。
在实际考虑制造误差后,为保证渐开线齿轮连续以定角速比传动,啮合弧必须大于齿距,即重合度必须大于1,即ε>1。
对于渐开线标准齿轮传动,其重合度都大于1,必能实现连续传动。
6)渐开线齿轮的切齿原理、方法及根切现象。
1.成形法2.范成法
用范成法加工齿轮,若刀具的齿顶线超出齿轮理论啮合线的极限点时,齿轮根部的渐开线齿廓将被切去一部分,这种现象称为根切。
对于ha*=1,=20°的正常齿制标准渐开线齿轮不发生根切的最少齿数zmin=17;
7)变位齿轮的特点及几何尺寸计算。
x称为变位系数。
当x>0时,表示刀具远离轮坯中心向外移,称为正变位;当x<0时,表示刀具趋近于轮坯中心向里移,称为负变位;
分度圆直径d=mz、基圆直径db=dcos,s=πm/2+2xmtanα,e=πm/2-2xmtanα。
ha=(ha*+x)m,hf=(ha*+c*-x)m
8)斜齿圆柱齿轮及其啮合传动的特点。
基本参数共六个,与直齿轮相比多引入了一个螺旋角β,且有正、负之分,表示分度圆柱上轮齿的旋向。
β越大,则斜齿轮的特点越明显,如传动平稳、重合度大、承载能力强等;若β太大,则会产生很大的轴向力,因此设计中一般取β=8°~20°。
斜齿轮的旋向可以这样判断:
把斜齿圆柱齿轮轴线垂直放置,螺旋线左侧高就是左旋,右侧高就是右旋。
斜齿圆柱齿轮的模数、压力角、齿顶高系数、顶隙系数都有端面参数和法面参数之分,端面是指垂直于齿轮回转轴线的平面;法面是指垂直于轮齿方向的截面。
其中法面参数mn,n,han*,cn*为标准值,取值与直齿轮相同。
因为从端面看,一对斜齿轮的啮合情况完全相当于一对直齿轮传动,因此将端面参数代入直齿轮的几何尺寸计算公式中,即可计算出斜齿轮的其他尺寸参数,如分度圆直径、齿顶圆直径、齿根圆直径。
斜齿轮几何尺寸计算的关键是法面参数与端面参数之间的换算关系:
模数mn=mtcosβ,压力角tanαn=tanαtcosβ,齿距pn=ptcosβ,且在计算齿高时要注意:
齿顶高ha=mn,齿根高hf=1.25mn。
过斜齿轮分度圆柱上齿廓的任一点C作轮齿螺旋线的法向平面,该法面与分度圆柱的交线为一椭圆。
以椭圆在点C处的曲率半径为分度圆半径,以斜齿轮法面模数mn为模数,取标准压力角αn作一直齿圆柱齿轮,这一假想的直齿圆柱齿轮称为该斜齿轮的当量齿轮。
当量齿轮的齿形与斜齿轮的法向齿形相同,其齿数称为当量齿数zv,
zv=z/cos3β
一对斜齿轮啮合传动:
(1)一对斜齿轮正确啮合条件:
两齿轮的法面模数和法面压力角必须分别相等,即mn1=mn2=m,αn1=αn2=α,且螺旋角大小相等、方向相反(外啮合),即一为左旋,一为右旋,β1=-β2。
因两斜齿轮的螺旋角大小相等,故正确啮合两斜齿轮的端面模数和端面压力角也分别相等,即mt1=mt2,αt1=αt2。
(2)一对斜齿轮传动的中心距a:
a=(d1+d2)=mt(z1+z2)=2cosβmn(z1+z2)
(3)斜齿轮传动的重合度ε:
ε=εt+btanβ/pt
斜齿轮传动的重合度比端面齿廓完全相同的直齿轮大btanβ/pt,且随着斜齿轮的齿宽b和螺旋角β的增大而增大,所以斜齿轮传动与直齿轮相比,其传动平稳、承载能力强。
斜齿轮传动的特点:
传动平稳、重合度大、最少根切齿数更少。
9)直齿圆锥齿轮及其啮合传动的特点。
圆锥齿轮机构是用来传递两相交轴之间的运动。
(1)为计算和测量的方便,取大端的参数为标准值。
其大端模数me系列值与圆柱齿轮不同,有其标准GB12368—90;齿顶高系数ha*=1,但顶隙系数c*=0.2。
(2)在锥齿轮轴剖面上,齿顶圆锥母线、齿根圆锥母线与分度圆锥母线之间的夹角分别称为齿顶角θa、齿根角θf。
等顶隙齿时θa=θf=arctanhf/Re;不等顶隙时θa=arctanha/Re,θf=arctanhf/Re。
分度圆锥、齿顶圆锥、齿根圆锥的母线与轴线之间的夹角分别称为分度圆锥角δ、顶锥角δa=δ+θa、根锥角δf=δ-θf。
(3)分度圆锥、齿顶圆锥、齿根圆锥在大端的投影圆分别称为该圆锥齿轮的分度圆、齿顶圆、齿根圆。
锥齿轮分度圆直径d=mez=2Resinδ,齿顶圆直径da=d+2mecosδ,齿根圆直径df=d-2.4mecosδ。
一对圆锥齿轮传动相当于一对节圆锥作纯滚动。
(1)一对直齿圆锥齿轮正确啮合条件:
两轮大端的模数和压力角必须分别相等,即me1=me2=m,α1=α2=α。
(2)锥齿轮传动的传动比为
i=ω1/ω2=z2/z1=d2/d1=sinδ2/sinδ1
当轴交角Σ=90°时,则有i=cotδ1
3.锥齿轮的当量齿轮
将圆锥齿轮的背锥展开为平面扇形,并以圆锥齿轮大端模数为模数,取标准压力角,作扇形齿轮并将缺口补足为完整的圆柱齿轮,称为该圆锥齿轮的当量齿轮。
其齿廓形状与该圆锥齿轮大端齿形相似,其齿数称为当量齿数zv,即
zv=z/cosδ
直齿圆锥齿轮不发生根切的最少齿数为zmin=zvmincosδ
作业题:
4-4,4-6,4-11
第5章轮系
1)轮系的定义,分类及轮系的功用。
(1)定轴轮系。
轮系中各个齿轮的回转轴线的位置是固定的。
(2)周转轮系。
轮系中至少有一个齿轮的回转轴线的位置是不固定的,绕着其他构件旋转,则这种轮系称为周转轮系。
周转轮系中的主要构件有:
行星轮、行星架、中心轮又称为太阳轮。
差动轮系,机构自由度为2;行星轮系,机构自由度为1。
轮系功用:
(1)相距较远的两轴之间运动和动力的传递。
(2)实现变速传动。
(3)获得较大的传动比。
(4)进行运动的合成和分解
2)定轴轮系的传动比的计算。
1.传动比的数值计算
2.首末两轮转向的判断
当首末两轮的轴线相平行时,两轮转向的异同可用传动比的正负表示。
两轮转向相同时,传动比为“+”;两轮转向相反时,传动比为“-”。
但是如果首末两轮的轴线不平行,则只能计算传动比的大小,首末两轮的转向用箭头表示。
通常两轮的转向用箭头法判断,即假定首轮的转向(或依题意给定的方向),用箭头在图示上表示,根据啮合情况,依次将每个轮子的转向在图示上标注出来,最后可以得到末轮的转向。
一般画箭头时有以下原则:
(1)外啮合齿轮:
两箭头相对或相背。
(2)内啮合齿轮:
两箭头同向。
(3)圆锥齿轮:
两箭头同时指向节点或同时背离节点。
(4)蜗杆传动:
左手或右手定则—右旋蜗杆左手握,左旋蜗杆右手握,四指ω1,拇指ω2。
(5)同轴齿轮:
两箭头同向。
3)周转轮系传动比的计算。
转化轮系
4)复合轮系的计算方法,并能进行简单的复合轮系的传动比的计算。
复合轮系是指该轮系中既有周转轮系部分,又有定轴轮系部分,因此计算的关键是:
正确分解周转轮系和复合轮系,分别列出计算方程式,然后联立解出所要求的传动比。
作业题:
5-1,5-2,5-3,5-10,5-16
第6章间歇运动机构
1)棘轮机构的组成、工作原理、类型、特点及应用。
棘轮机构主要由摇杆、棘爪、棘轮和机架等组成。
2)槽轮机构的组成、工作原理、主要参数的计算。
在一个运动循环内,槽轮的运动时间tm对拨盘的运动时间t之比值称为运动特性系数,即τ=tm/t。
对于拨盘上有K个均匀分布圆销、槽轮有z个径向槽的槽轮机构,其运动特性系数τ为
3)不完全齿轮机构。
4)凸轮间歇运动机构。
作业题:
6-2,6-3
第7章机械运转速度波动的调节
1)机械运转速度波动的原因和类型。
2)非周期性速度波动的调节方法—调速器。
3)周期性速度波动的调节方法,飞轮调速的原理和飞轮设计的基本方法。
作业题:
7-2,7-5
第8章回转件的平衡
1)回转件平衡的目的。
2)回转件的平衡条件及计算方法。
静平衡-单面平衡(D/b≧5,轴向尺寸较小)
动平衡-双面平衡(D/b<5,轴向尺寸大)
3)回转件的平衡实验。
作业题:
8-5,8-8
第9章机械零件设计概论
1)机械零件设计的基本要求和设计步骤。
计算量≤许用量。
这种为防止失效而制定的判定条件,称为工作能力计算准则.计算机械零件的工作能力的最基本的准则是计算量<许用量准则
2)机械零件强度计算中载荷、应力的种类及相应的强度设计准则,能正确地进行强度计算。
1.载荷
名义载荷:
在理想的平稳工作条件下,作用在零件上的载荷称为名义载荷。
名义载荷是利用工程力学公式求得的载荷。
计算载荷:
考虑各种附加载荷、比较接近实际的载荷。
它是载荷系数(或工作情况系数)与名义载荷的乘积。
2.应力
名义应力:
用材料力学公式按名义载荷求得的应力。
计算应力:
用材料力学公式按计算载荷求得的应力。
对称循环变应力的循环特性r=-1,特点是σmax=-σmin。
脉动循环变应力的循环特性r=0,特点是σmin=0。
静应力可看作是特殊的变应力,r=1,特点是σmax=σmin=σm。
机械零件整体强度条件为零件危险截面的计算应力σ不大于零件材料的许用应力[σ],即
σ<[σ]
(1)静应力下,对于塑性材料制成的零件,主要损坏形式为塑性变形,按不发生塑性变形条件进行强度计算,其极限应力σlim为零件材料的屈服极限σS,许用应力为
[σ]=σlim/S=σS/S
式中,S为安全因数。
零件发生塑变后,会影响零件的正常工作,但不会引起重大事故,所以安全因数取值可小一些,一般取S=1.2~1.5;对于塑性较差或铸钢取S=1.5~2.5,或按相关安全因数表选取。
(2)静应力下,对于脆性材料制成的零件,主要损坏形式为断裂,按不发生断裂条件进行强度计算,极限应力σlim为零件材料的强度极限σB,许用应力为[σ]=σlim/S=σB/S)
零件的断裂可能引起重大的损失甚至人生事故,故安全因数S取值较大,一般取S=3~4,或按相关的安全因数表选取。
(3)变应力下,无论是塑性材料还是脆性材料,主要损坏形式都是疲劳断裂,其极限应力σlim为疲劳极限。
并引入有效应力集中系数kσ、尺寸系数εσ、表面状态系数β,以分别考虑截面突变、绝对尺寸和表面状态等对极限应力的影响。
对称循环变应力(r=-1)的疲劳极限用σ-1表示;脉动循环变应力(r=0)的疲劳极限用σ0表示。
无限寿命下零件的许用应力分别为[σ]=εσβσ-1/kσS
[σ]=εσβσ0/kσS
循环N次的有限寿命下,疲劳极限应力用σ-1N,σ0N表示,其许用应力分别为
[σ]=εσβσ-1N/kσS
[σ]=εσβσ0N/kσS
安全因数S可取S=1.3~2.5,或按相关安全因数表选取。
疲劳断裂的特征:
①疲劳断裂的最大应力远比静应力下材料的强度极限低,甚至比屈服极限低;②疲劳裂口表现为无明显塑性变形的突然脆性断裂;③疲劳断裂是损伤的积累。
疲劳断裂是微裂纹扩展到一定程度后,发生的突然断裂,与循环次数N(也称为寿命)密切相关。
对应于循环基数N0的应力称为材料的疲劳极限σ-1;对应于任意循环次数N( 它们之间的关系如下: 3)接触强度及其设计准则。 接触应力σH按弹性力学的赫兹公式计算 对于钢或铁可简化为 4)机械零件磨损的主要类型、耐磨性设计准则。 耐磨性条件: 限制摩擦表面的压强;相对速度较高时,还应限制单位时间内单位接触面积的发热量,用pv值间接表示。 p≤[p] pv≤[pv] 5)机械制造常用材料及其选择原则。 机械设计中零件常用材料有黑色金属、有色金属和非金属,其中以黑色金属的铸铁、钢和有色金属中的铜合金最为常用。 6)零件尺寸公差与配合、表面粗糙度的概念和应用,了解优先数系及优先数。 零件的尺寸不可能做得绝对精确,但必须介于两个允许的极限尺寸之间,这两个极限尺寸之差称为公差。 一般用零线表示基本尺寸的位置,由代表上、下偏差的两条直线所限定的区域称为公差带。 国标规定,孔与轴的公差带位置各有28个,用字母表示;公差等级20个,用数字表示。 同一基本尺寸的孔与轴的结合称为配合。 根据孔和轴的公差带相对位置,配合分为三大类: 间隙配合(孔大轴小)、过渡配合(可能是间隙、可能是过盈)、过盈配合(孔小轴大)。 配合制度有基孔制和基轴制两种。 基孔制是指孔是基准孔,下偏差为零,靠改变轴的公差带实现不同配合特性。 基轴制是指轴是基准轴,上偏差为零,靠改变孔的公差带实现不同配合特性。 工程中主要采用基孔制。 表面粗糙度是指零件微观凹凸不平度。 任何加工方法都会在零件表面留下刀痕,使表面凹凸不平,具有一定的粗糙度。 评定粗糙度的参数之一是轮廓算术平均偏差值Ra。 偏差值Ra越小,表示凹凸不平度越小,零件表面越光洁。 常用的Ra值为0.8~12.5。 优先数系是用来使量值(如直径、转速等)得到合理的分级。 国标规定的优先数系有四种基本系列: R5系列(公比1.6)、R10系列(公比1.25)、R20(公比1.12)、R40(公比1.06)。 系列中的任何一个数值均称为优先数。 7)机械零件工艺性的基本要求及标准化的概念。 1.机械零件的工艺性 机械零件便于加工且加工成本低,称此
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