机械设计课程设计二级减速器课程设计.doc

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1、 机械零件课程设计 说 明 书 题题 目目 名名 称称： 2-2 专专 业：业： 工业工程工业工程 班班 级：级： 二班二班 学号学号 20120607 学学 生生 姓姓 名名： 指导教师姓名：指导教师姓名： 日日 期：期： 20140703 评评 定定 成成 绩绩： 机电工程系 机械零件课程设计说明书 指导教师评语 从课程设计工作态度、工作量，说明书结构、数据处理、论点论据、图表和格式，图纸质量及 存在不足的综合评语： 指导教师评阅成绩（按五级评分）： 指导教师: （签名） 年 月 日 目录 目录目录 .2 2 一.设计题目： .3 二、设计内容： .3 三.传动装置的总体设计过程： .3

2、(三）确定传动装置的总传动比并分配传动比 .5 (四) V 带的设计.6 （五）齿轮传动设计 .7 (六)速器机体结构尺寸计算 .9 (七)轴的设计，计算与校核 .10 （八）轴的设计，计算与校核 .13 （九）轴的设计，计算与校核 .15 （十）键的选择及其校核 .18 （十一）减速器的机体设计 .19 （十二）轴承端盖结构 .20 （十三） 减速器附件设计：.20 （十四）参考资料： .21 一一. . 设计题目：设计题目： 设计皮带运输机械传动装置中的减速器，简图如下： 图 1 减速器简图 工作条件：双班制工作，有轻度振动，小批量生产，单向传动，轴承寿命 3 年，减速 器使用年限为 5

3、年，运输带允许误差5%。 运输带卷筒转速（转/分）33.75r/min 减速箱输出轴功率 Pm=3.25 马力 二、设计内容：二、设计内容： 1 计二级圆柱齿轮减速器，计算三角带传动。 2 绘制齿轮减速器装配图一张； 绘制低速轴上齿轮的传动件工作图一张； 绘制从动轴的零件工作图； 绘制减速器箱体的零件工作图一张； 3 写出设计计算说明书一份。 三三. .传动装置的总体设计过程：传动装置的总体设计过程： 根据传动装置的组成和不同传动方案的特点，合理拟定传动方案（已给出）根据传动装置的组成和不同传动方案的特点，合理拟定传动方案（已给出） 。 1. 合理的方案应保证工作可靠，并且结构简单，尺寸紧凑，

4、加工方便，成本低廉， 传动效率高和使用维护方便。由此初步拟定方案。 2. 带传动的承载能力小，传递相同转矩时结构尺寸较其他传动形式大，但传动平稳， 能缓冲减振，应布置在高速级。 3. 齿轮传动传动比稳定，效率高，工作可靠性较高，精度高，布置于低速级，并且 采用展开式布置。通过联轴器与卷筒联接。 电动机的选择电动机的选择 1. 电动机的类型根据工作条件，载荷特性，起动性能及反转的频繁程度，转速高 低等条件确定。 2. 电动机的额定功率 Ped 电动机的工作功率 Pd 。 3. 通常选用同步转速为 1500 和 1000 r/min 的电动机。 4.同一功率的电动机可能有几种同步转速。确定电动机的

5、同步转速应考虑到：电 动机转速的高低不仅影响其尺寸，重量和价格，同时也影响到传动系统总传动 比的大小，从而影响传动系统级数的多少和传动机构类型的选定等。 5. 通过计算选择电动机 电动机所需要的工作功率： P Pd d=P=PW W/ /总 kW 式中：P Pd d-电动机所需工作功率，kW； P PW W-工作机所需输入功率，kW； 总-电动机至工作机之间传动装置的总效率 V 带传动效率 v 带0.94-0.97 取 0.96 球轴承效率 轴承0.98-0.995 取 0.98 齿轮传动效率 齿轮0.96-0.99 取 0.97 联轴器传动效率 联轴器0.99 平带传动效率 平带 0.96

6、总v 带轴承 4齿轮 2 联轴器平带 0.95 0.994 0.982 0.99 0.960.85 P PW W FV/1000114000.18/1000=2.81 （kW） 由电动机的工作功率为 3kW,查手册得出满足功率条件的 4 种型号的电机，列 表如下： 表 1 电动机的型号及相关数据 方案型号Ped同步转速满载转速质量 1Y100L-233000288033 2Y100L2-431500143038 3Y132S-63100096063 4Y1332M-8375071079 综合考虑电动机和传动装置的尺寸，重量，价格和带传动，减速器的传动比，选 择第 2 方案较合适，查表得电动机轴

7、的直径 D=38mm。 ( (三）确定传动装置的总传动比并分配传动比三）确定传动装置的总传动比并分配传动比 1.传动比计算： i总=n电/ nw1430/33.75=42.37 普通 V 带的传动比 i的一般范围是 24，可以选择偏中的数，取 i2.5。 i减i总 / i=16.95 由 i减=i1 齿/i2 齿 i1 齿=1.3 i2 齿 得： i1 齿=4.95, i2 齿=3.42 2.各轴的转速（单位：r/min） n= n电/ i=572r/min n= n/ i1 齿=115.56r/min n= n/ i2 齿=33.79r/min 卷筒轴 n= n=33.75r/min 3.各

8、轴的输入功率(单位:kW) P=P Pd dv 带 = 2.70kw P= P轴承1 齿=2.56kw P= P轴承2 齿=2.44kw P= P轴承联轴器=2.37kw 4.各轴的输入转矩（单位：Nmm） 电动机轴输出转矩 Td=9550P Pd d/ n电=18.77nm 轴：T=9550 P/ n=45.04nm 轴: T=9550 P/ n=211.93nm 轴: T=9550 P/ n=689.01nm 轴: T=9550 P/ n=668.48nm 运动和动力参数计算结果整理于下表： 表 2 各轴运动和动力参数 输入功率 KW输入转矩 Nm转速 r/min 轴 2.7045.041

9、430 轴 2.56211.93572 轴 2.44689.01115.56 卷筒轴 2.37668.4833.79 ( (四四) ) V V 带的设计带的设计 1.计算功率 PC 由工作条件查表得工作情况系数 KA 1.2 PC Pd KA 2.811.23.37(kW) 由 PC3.02KW,n1=960rpm,查表得选用 A 型带，且得小带轮基准直径 d1=80100mm，取最小值经过计算，此时带速接近于 5.99m/s，满足要求，取其 中的较小值。 2.根据基准直径系列，取小带轮直径 d180mm,由 d2=id1(1-)=196mm, 取大带 轮基准直径 d2200mm。 验算带速：

10、 v=d1n1/60/10005.99m/s v 在 525 m/s 之间，可取之。 3.确定中心距 a,带长(基准长度)Ld，验算包角： 初步确定中心距 a0: 0.7(d1+d2) a0 2(d1+d2) 196 a0 120 上述选择合适。 4.求带的根数 z 由 n11430r/min,d1 80mm，通过内插法求得单根普通 V 带的基本额定功率： P01.07kW， id2/(d1(1-) 2.87 其中: V 带传动的滑动率 0.010.02，取为 0.02，此时的传动比误差为 2.5. 由 i 及 n1得单根普通 V 带的功率的增量 P00.109kW，由 1 =159得 包角修

11、正系数 Ka=0.93。 带数3.21 根 L c KKPP P z )( 0 取整 z4 根 5.确定预拉力 F0及轴向作用力 FQ 查表得 A 型带的 q0.10kg/m 122N 2 0 ) 1 5 . 2 ( 500 qv Kzv P F c FQ2zF0 sin955N 2 （五）齿轮传动设计（五）齿轮传动设计 1.齿轮材料的选择两齿轮均取相同的材料 小齿轮 45 钢 调质 HBS=220 大齿轮 45 钢 正火 HBS=190 查表得：安全系数 SH=1.05,SF=1.35 齿轮的接触疲劳限：Hlim1=580MPa, Hlim2=390MPa 齿轮弯曲疲劳极限：Flim1=43

12、0MPa, Flim2=300MPa 可得： 小齿轮： H1= Hlim1/SH=552MPa F1= Flim1/SF=371MPa 大齿轮： H2= Hlim2/SH=319MPa F2= Flim2/SF=222MPa 首先按齿面接触强度设计，再按齿根弯曲强度校核。 2.确定齿轮的相关数据 （1）高速级齿轮 i1 齿5.7，T44200Nmm 传动有轻度振动，取载荷系数 K=1.2；10kW 以下的轻型减速器，齿宽系数取 a0.3。 中心距 a:（ 即是传动比） 183.61mm 3 1 3 2 2 335 1 a 圆整 a,可取其为 185，190，195，200。 对传递动力的齿轮，

13、模数 m2.5, 可取 m2.5,3,4。 试取 a,并由 a=m(z1+z2)/2 验算之。 a=185: m=2.5, z1=22,z2=125, a=183.75 m=3 , z1=20, z2=114, a=201 a=190: m=2.5, z1=23, z2=131, a=192.5 m=3 , z1=21, z2=114, a=202.5 a=195: m=2.5, z1=23, z2=131, a=192.5 m=3 , z1=22, z2=125, a=220.5 a=200: m=2.75, z1=25, z2=124, a=205 m=3, z1=23, z2=131,

14、a=231 由以上验算可知，当 a=200,m=2.5,z1=24,z2=136 时，a 满足条件，但若对第 一组中的 z2作微调，令 z2=126,m=2.5,z1=22,可满足 a=185,且此时的传动比误 差为 0.5最小，a 的尺寸较小。 综上选择：a=205mm ,m=2.75mm,z1=25, z2=124。 齿宽 b=55.5mm,取 b1=60mm,b2=55mm。 (2) 低速级齿轮 i2 齿4.38，T=368346Nmm 284.71mm 3 1 3 2 2 335 1 a a 可取 285，290，295mm；m 可取 3，4，5mm。 同理经计算可得出较合理的取值为:

15、 a265mm，m=3.5mm,z1=34,z2=117 此时的传动比误差为 0.2。 b1=95mm,b2=90mm。 最后计算一下总传动比误差为 1.53，满足要求。 3. 校核齿轮强度 （1） 高速级齿轮： z1=22, 齿形系数 YF1=2.835 Z2=126,齿形系数 YF2=2.18 按 bmin=60 计算： F1=2KTYF1/(bm2z1)=54.90 MPaF1 F2=F1YF2/YF1=42.22 MPa F2 （2） 低速级齿轮： z1=27,YF1=2.675; z2=118,YF2=2.18 按 bmin=90 计算 F1=2KTYF1/(bm2z1)=60.82

16、 MPa F1 F2=F1YF2/YF1=49.57 MPa 1.2 1 15 齿轮端面与内箱 壁距离 2 2 10 箱盖，箱座肋厚 mm , 1 85 . 0 ,85 . 0 11 mm 9 8.5 轴承端盖外径 2 D+（55.5）DD 2 : 3 d 120（1 轴） 125（2 轴） 150（3 轴） 轴承旁联结螺栓 距离 S 2 DS 120（1 轴） 125（2 轴） 150（3 轴） ( (七七) )轴轴的设计，计算与校核的设计，计算与校核 1.初步计算轴径 d =16.77mm 3 n P C 其中 c 是由轴的材料和承载情况确定得常数，查表取 c=100(下同)。 综合考虑下

17、列因素： 轴的直径 d=(0.8-1.2)D=30.4-45.6mm ,D 为电动机轴的直径（D=38mm） ； 密封圈是标准件，在有直径突变处必须考虑； 采用优先数系系列。 确定最小轴径 dmin=22mm。 对于钢制齿轮，当其直径很小时，分度圆直径 d 与轴直径 dS相差很小，满足 ddS或齿根圆到键顶部的距离 e2 mt,须做成齿轮轴，经计算知轴须做成齿轮 轴。 图 2 齿轮轴判断 2.确定联接带轮处的轴的长度 L 带数 z=4,大带轮直径 d2=315mm，查资料计算确定相关数据： 轮缘宽 B：B=40 mm 轮毂孔径 dS=22mm 轮毂长 L=(1.5-2)dS,取 40mm。 考

18、虑装拆轴承端盖不发生干涉，取 L=47mm。至此可做出轴的简图，确定尺 寸，如图示： 图 3 轴的结构分析 轴的总长 L=357.5mm。 3.确定齿轮作用于轴上的力 圆周力：Ft=2T/d分度圆 =1305.5N 径向力：Fr= Ft tg=446.5N 其中： 为压力角，=20（下同） 。 4.确定轴承反力(单位：N) （1）水平方向上 MD=0,RCH=(347.5FQ-62.5 Fr)/226=343.7N Y=0，RDH= FQ - Fr - RCH = -102.8N （2）铅垂方向上 MD=0，RCV=62.5 Ft /226=300.5N Y=0 , RDV= Ft - RCV

19、 =1005N 图 4 轴受力图解 5.确定危险截面处的弯矩，扭矩(单位：Nmm)，及其应力(单位：MPa)校核 （1）处： MH=62.5 RDH =-69563 MV=62.5 RDV =109438 =129657 22 M 处： MH = MV = M= 0 （2）扭矩图：(T=66571) （3）当量弯矩图 Me=131204. 2 2 M 各个图示如下所示： 图 5 轴的受力分析 (4)当量应力(单位: MPa) 处轴径突变或键槽，轴径应降低 4 d=4096%=38.4 mm e= Me /(0.1d 3)=23.17 处由带轮作用产生附加弯矩 Me,Me=T=19971,其中

20、是根据转矩性质而定 的折合系数，取 =0.3。并且处有键槽，轴径也应降低 4。 e= Me /(0.1d3)=6.89 45 钢调质后强度极限 B650MPa,查资料得其在对称循环状态下的许用弯曲应力 -1b=60Mpa。 e-1b, e-1b 轴径设计满足条件。 6. 轴承寿命计算与校核 查表得：深沟球轴承 6028 的基本额定动载荷 Cr=29500N,基本额定静载荷 C0r=18000N。 n=342.86rpm,当量动载荷=2075N，温度系数 22 DVDH RR ft=1.0，载荷系数 fp=1.1，寿命指数 =3。 5477NC0r=18000N 1 6 10 60 h t p

21、L n f pf C 轴承选用合适。 （八）（八）轴的设计，计算与校核轴的设计，计算与校核 1.初步计算轴径 d=28 mm3 n P C 经预算得出当最小轴径为 dmin=30mm 时,选用深沟球轴承 6209。轴的图示入下所示： 图 6 轴的结构分析 轴总长度 L=232N。 2.确定作用于轴上的力(单位：N) 右齿轮： Ft1=2T/d右=3561.85N Fr1=Ft1tg20=1282.26N 左齿轮： Ft2 =2T/ d左=1243N Fr2=Ft2tg20447.48N 3.确定轴承反力（单位：N） 水平方向上： MA=0,RBH=(78.5+86) Fr1-78.5 Fr2/

22、225.5=949.26N Y=0,RAH= Fr1- Fr2- RBH =780.48N 铅垂方向上： MA=0,RBV=(164.5Ft1+78.5Ft2)/225.5=2636.23N Y=0,RAV= Ft1- Ft2- RBV =2123.62N 图 7 轴的受力图解 4.确定危险截面处的弯矩,做弯矩图（Nmm） 处： MH=75.5 RAH =-71669.13 MV=75.5 RAV =199035.36 M=211545.55 处： MH=-125568.8 MV=43316.64 M=117860.91 处: MH= 61RBH =-52362.27 MV=61RBV=141

23、767.21 M=151128.25 5.做扭矩图：（T=368346 Nmm） 6.当量弯矩图(Nmm)： Me=2426821.14 Me=178708.37 Me=197506.72 各个图示如下所示： 图 8 轴的受力分析 7.确定当量应力： 处：有键槽，轴径降低 4，d=48 96%=46.08mm e= Me /(0.1d3)=43.75 MPa 处： e=33.92 MPa 处： e =27.88 MPa e-1b, e-1b, e -1b 轴径设计合适。 8.轴承寿命计算与校核 查手册得深沟球轴承 6209：基本额定动载荷 Cr31500N，基本额定 静载荷 C0r20500N

24、。 3.82 年 pf cf n L p t 60 106 轴设计合理。 （九）（九）轴的设计，计算与校核轴的设计，计算与校核 1.初步确定轴径 d=41.64 mm3 n P C 为使结构紧凑，此时轴的 C 值可取较小值，取 C=108.确定最小轴径 dmin需 考虑标准件联轴器及密封圈的选取。 （1）联轴器的选取 计算转矩 TC =TKA 其中: T= T =1565 Nm，KA为工作情况系数，查表取 KA =1.5 TC =2348 Nm 弹性套柱销联轴器具有一定的补偿两轴线相对偏移和减振缓冲能力，但 其公称转矩跳跃幅度大，如选择，需选择公称转矩为 4000 Nm，最小轴径达 到 80m

25、m，使减速器的体积增加，重量增加。凸缘联轴器虽不具备径向和轴向 的补偿性能，但其刚性好，传递扭矩大，结构简单，维护简便，适用于一般 轴系传动，最重要的是它使轴的最小轴径可取 dmin=70mm,大大的降低了重量， 使减速器结构紧凑，重量下降。 综上：选择凸缘联轴器，型号 YL13，公称转矩 2500 Nm，轴孔直径 d=70mm,轴 孔长度(J,J1型)L=107mm ，考虑安装，可降低轴的长度 2mm。 （2）密封圈的选择 由于轴颈圆周速度 v5m/s,轴承采用脂润滑，工作温度不超过 90，所以选 择毛毡圈密封（矩形断面安装于梯形槽内，对轴产生一定的压力而起到密封 作用） 。轴径 d=75m

26、m,毡圈厚度 B1=8mm,外径 D=94mm。 dmin=70mm, 轴的图示如： 图 9 轴的结构分析 轴的总长 L=440mm。 2.确定作用于轴上的力(单位：N) 低速级大齿轮： Ft=2T/d分度圆=6631 Fr=Fttg202413 另外，联轴器要引起方向不断变化的附加动载荷 F=（0.20.35）2TC/D0 =50768861N,取中间值 F=6970N. 经计算知：当附加载荷 F周向力 Ft方向相反 时，轴承受到的力作用最大，计算过程如下： 水平方向：（N） ME=0，RFH=94.5Fr/247=923 Y=0，REH=Fr-RFH=1490 铅垂方向： (N) ME=0

27、，RFV=（388.5F-94.5Ft）/247=8426 Y=0，REV=Ft-RFV-F=-8765 图 10 轴受力图解 弯矩：（Nmm） MH=94.5RFH=140805 MV=94.5REV=-828292 MH=0 MV =140.5F=978295 M=840715, Me=962458 MH=979285, Me=1086016 当量应力 e=17.10, e= 23.97 e-1b, e-1b 校核轴承： =20802NC0r=54200N 1 6 10 60 h t p L n f pf C 选用合适。 轴的弯矩及扭矩图如下： 图 11 轴受力分析 （十）键的选择及其校核

28、（十）键的选择及其校核 根据工作条件，有轻微振动，查表得键联接的许用挤压应力最小值为 Pmin =100Mpa 。 1.轴中的联接带轮的键(单位：mm,下同) d轴32 在 3038 之间，选 bh=108,L=40,l=L-b=30，其他参数： t=5,t1=3.3,r=0.3。 校核： P =4T/（ d轴hl） =34.67 MPaPmin L轴长47，键两端的距离合适，选择较好。 2.轴中联接齿轮的两键 （1）高速级大齿轮的联接键(B齿宽60) d轴=48,在 4448 之间，选 bh=149，取 L=50,l=L-b=36.其他参数： t=5.5,t1=3.8,r=0.3。 校核：

29、P =4T/（ d轴hl）=94.74MPaPmin 合适。 （2）低速级小齿轮的联接键（B齿宽95） d轴=48，选 bh=149，取 L=80.l=L-b=66，其他参数： t=5.5,t1=3.8,r=0.3。 校核： P =4T/ （d轴hl）=51.68MPaPmin 合适。 3.轴中的两键 （1）低速级大齿轮的联接键（B齿宽90） d轴=86，在 8595 之间，选 bh=2514，取 L=80,l=L-b=55, 其他参数：t=5.5,t1=3.8,r=0.3。 校核： P =4T/ d轴hl94.53MPaPmin 合适。 (2)联轴器中的联接键（L轴长105） d轴=70，在

30、 6575 之间，选 bh=2012，取 L=100,L=l-b=80, 其他参数：t=7.5,t1=4.9,r=0.5。 校核： P =4T/ d轴hl=93.16 MPa Pmin 合适。 现将各个键的数据列于下表中（单位：mm）： 表 3 键的结构参数 bhLl=L-bp 联接带轮的键 108403034.67 轴大齿轮联接键 149503694.74 轴小齿轮联接键 149806651.68 轴大齿轮联接键 2514805594.53 联接联轴器的键 20121008093.16 （十一）减速器的机体设计（十一）减速器的机体设计 减速器机体是用以支持和固定轴系零件并保证传动件的啮合精度

31、和良好的润滑 及轴系可靠密封的重要零件，其重量占减速器总重的 3050，因此必须考虑 传动质量，加工工艺及成本等。 1. 选材减速器机体采用铸铁（HT200）铸成：铸铁有较好的吸振性，容易切削且 承压性能好。 2. 结构形式减速器机体采用剖分式，剖分面与传动件的轴线平面重合，设置一 个剖分面。 3. 设计机体注意的问题： (1)机体要具有足够的刚度，并且应首先保证轴承 座的刚度，使其有足够的壁厚，并在轴承座附近设置加强肋；在轴承座孔附近 应做处凸台，使座孔两侧的联接螺栓距离尽量靠近，以提高轴承座处的联接刚 度。 (2) 充分考虑机体内零件的润滑，密封及散热. 由于得到的轴的转速很小，使 齿轮的

32、分度圆直径很大，在采用浸油润滑的同时，设置一惰轮（未作出图） ， 辅助润滑；机体内需有足够的润滑油，用以润滑和散 热；大齿轮的浸油深度 必须合理。 (3) 机体结构有良好的工艺性 铸造工艺要求：如机体各部分壁厚应均匀、铸造圆角半径应大于等于 5mm、 过渡平稳、拔模斜度应适当。 机械加工要求：如同一方向的平面，尽量一次调整加工，减少机械加工时工 件和刀具的调整次数。 （十二）轴承端盖结构十二）轴承端盖结构 轴承端盖(如图)用以固定轴承及调整轴承间隙并承受轴向力，采用凸缘式端盖， 材料为 HT150。根据轴承的外径，确定端盖的有关数据联接螺钉的直径及数目，列 于下表： 表 4 联接螺钉的几何参数

33、 轴-6208轴-6209轴-6216 轴承外径 D 8085140 螺钉直径 d3 8810 螺钉数目 446 端盖外径 D2 120125190 螺钉分布圆直径 D0 100105165 D47075130 D57681135 D67681136 D4，D5，D6 如图示： 图 12 轴承端盖结构 （十三）（十三） 减速器附件设计减速器附件设计： 1.窥视孔盖和窥视孔减速器机盖顶部要开窥视孔，以便检查传动件的啮合情况，润 滑状况，接触斑点及齿侧间隙等。其位置应设在能看到传动零件啮合区的位置，并 有足够的大小，以便手能伸入进行操作. 减速器内的润滑油也由窥视孔注入。 窥 视孔要有盖板，机体上

34、开窥视孔处应凸起一块，以便机械加工出支承盖板的表面并 用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用 M8 螺钉紧固。 2.放油螺塞放油孔的位置应在油池最低处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一 侧，以便于放。.放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，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。 3.油标油标常放置在便于观测减速器油面之处。 4.通气器使机体内的热涨气体自由逸出，以保证机体内外压力均衡，提高机体有缝 隙处的密封性能.本设计用通气帽。 5.启盖螺钉启盖螺钉上的螺纹长度应大于机盖联接凸缘的厚度，钉杆端部要做成圆 柱型、大倒角，以免顶坏螺纹。 6.定位销保证剖分式机体的轴承

35、座孔的加工及装配精度，在机体联接凸缘的长度方 向的两端各安置一个圆锥定位销（非对称布置） 。其直径一般取 d=(0.7-0.8)d2,查 表取得 M8，d2为联接螺栓直径。其联接长度大于机盖和机座联接凸缘的总厚度， 以利于装拆。 7.吊环和吊钩为了拆卸及搬运，应在机盖上有环首螺钉或铸出吊环和吊钩，并在机 座上铸出吊钩。图示和数据如下： K=38,H=30,r=10,h=19,宽度=24 d=20,R=20,e=18,宽度=20 图 13 吊环与吊钩结构 （十四）参考资料：（十四）参考资料： 1.吴宗泽、宗泽.机械设计课程设计手册 (第二版)M.北京：高等教育出版社，1999 2.龚溎义.机械设计课程设计指导书（第二版）M.北京：高等教育出版社，1990 3.杨可桢、程光蕴.机械设计基础（第四版）M.北京：高等教育出版社, 1999 4.寇尊权、王多.机械设计课程设计M.北京：机械工业出版社，2006