单机蜗杆减速器优秀课程设计.doc

课程设计汇报

课程设计名称： 单级蜗杆减速器
学 生 姓 名：
学 院： 机电工程学院
专业及班级： 材料成型及控制工程
学 号：
指导老师：

年 5月22日

摘要
减速器是在现代社会中应用范围极其广泛，其结构设计能够很好培养大学生动手能力。减速器设计质量高低，能够表现出现代大学生对书本所学知识掌握情况，同时也是对社会环境适应及挑战。
减速器形式有多个，在本设计中，采取涡轮蜗杆一级减速器。该减速器，结构相对简单，传动比大，冲击载荷小，传动平稳，噪音低。
设计该减速器基础目标在于巩固，加深和拓宽机械设计和机械原理知识，熟悉机械设计通常规律，提升利用标准，规范，手册进行设计计算和绘图技能，经过实践，增强创新意思和竞争意识，培养分析问题和处理问题能力。

目录
一、机械传动装置总体设计······························P4
1、确定传动方案
2、电动机选择
3、计算运动和动力参数
二、传动零件设计······································P7
1、减速器传动设计计算
2、验算效率
3、精度等级公差和表面粗糙度确实定
三、轴及轴承装置设计···································P10
1、输出轴上功率、转速和转矩
2、蜗杆轴设计
3、涡轮轴设计
四、机座箱体结构尺寸及附件···························P22
1、箱体结构尺寸
2、减速器附件
五、蜗杆减速器润滑···································P24
1、蜗杆润滑
2、滚动轴承润滑
六、蜗杆传动热平衡计算······························P25
1、热平衡验算
七、设计体会··············································P26
附录：
参考文件

一、传动装置总体设计
1、确定传动方案
依据任务书要求，设计单级蜗杆减速器，传动路线为：电机——联轴器——减速器——联轴器——带式运输机。蜗轮及蜗轮轴利用平键作轴向固定。蜗杆及蜗轮轴均承受径向载荷和轴向载荷复合作用，为预防轴外伸段箱内润滑油漏失和外界灰尘，异物侵入箱内，在轴承盖中装有密封元件。
该减速器结构包含电动机、蜗轮蜗杆传动装置、蜗轮轴、箱体、滚动轴承、检验孔和定位销等附件、和其它标准件等。传送方案示意图以下：

总传动比：i=26 Z1=2
为了确定传动方案先初选卷筒直径：D=450mm运输带速度：V=1m/s
卷筒转速=60×1000v/(D)= 60×1000×1/(×450)r/min=42.46r/min
而i=26 ，而且=，
所以有=i=26×42.46=1103.96 r/min选择同时转速为1500r，满载转速为1440r/min电动机。
===55.38r/min
所以，校验滚筒直径有：=60×1000v/(D)
可得D≈345mm

2、选择电动机
1，选择电动机容量
工作机要求电动机输出功率为：

其中
则

由电动机至运输带传动总效率为：
减速器中有两个联轴器，两对滚子轴承)

式中，查机械设计手册可得
联轴器效率 =0.99
滚动轴承效率=0.98
双头蜗杆效率=0.8
转油润滑效率=0.96
卷筒效率 =0.96
先不予考虑，定为1
则
=71.5.0%
初选运输带有效拉力：F=5000N
从而可得：=7.0kw＜7.5kw
按已知工作要求和条件选择Y系列（IP44）封闭式笼型三相异步电动机
可供选择电动机列表以下：
方案
电动机型号
额定功率
Ped kw
电动机转速 r/min
额定转矩
同时转速
满载转速
1
Y132S2-2
7.5
3000
2900
2.0
2
Y132S2-4
7.5
1500
1440
2.2
3
Y160M-6
7.5
1000
960
2.0
4
Y160L-8
7.5
750
720
2.0
由前面可知电机满载转速为1440r/min，从而能够选择Y132S2-4 以下是其具体参数
Y132S2-4关键性能参数
额定功率
/kw
同时转速
n/(r )
满载转速
n/(r )
电动机总重/N
开启转矩
额定转矩
最大转矩
额定转矩
7.5
1500
1440
680
2.2
2.3

3、计算传动装置运动和动力参数
（1）各轴转速
蜗杆轴 n1=1440r/min
齿轮轴 n2=1440/26=55.38 r/min
卷筒轴 n3= n2=55.38r/min

（2）各轴输入功率
蜗杆轴 p1= =6.78kw
齿轮轴 p2=p1=5.2kw
卷筒轴 p3=p2 =5.05kw

(3) 各轴转矩
电机输出转矩 =9550 =9550×7.0/1440Nm=46.42Nm
蜗杆输入转矩 ==46.42×0.99×0.98 Nm =45.04Nm
蜗轮输入转矩 =i=45.04×27×0.98×0.8×0.96Nm =915.2 Nm
卷筒输入转矩 ==×0.99×0.98 Nm=887.9Nm
将以上算得运动和动力参数列于下表
表2-2
类型
功率P（kw）
转速n（r/min）
转矩T（N·m）
传动比i
效率η
电动机轴
7
1440
46.42

蜗杆轴
6.78
1440
45.04
0.715
蜗轮轴
5.2
55.38
915.2
26
传动滚筒轴
5.05
55.38
887.9

二、传动零件设计
1、减速器传动设计计算
（1）选择蜗杆传动类型
依据GB/T 10085-1988推存，采取渐开线蜗杆（ZI）。

（2）选择材料
考虑到蜗杆传动传输功率不大，速度只是中等，故蜗杆用45钢；因期望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为45~55HRC。
所以蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造。为了节省珍贵有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用HT200制造。

(3) 按齿面接触疲惫强度进行设计
依据闭式蜗杆传动设计准则，先按齿面接触疲惫强度进行设计，再校核齿根弯曲疲惫强度。由手册知传动中心距
≥
①确定作用在涡轮上转距
由前面可知=915.2Nm
②确定载荷系数K
因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数=1;
由机械设计手册取使用系数=1.15
由转速不高，冲击不大，可取动载荷系数=1.2;
K==1.38
③确定弹性影响系数
因用铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故=160
④确定接触系数
假设蜗杆分度圆直径d和传动中心距a比值d/a =0.30,从而可查得=3.1
⑤确定许用接触应力
依据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC,可从手册中查得蜗轮基础许用应力=268
应力循环次数 N=60j=60×1×1440×50000/26=1.6×108
寿命系数 = =0.707
则 ==0.707×268=189.5
⑥计算中心距
≥mm=196.5mm
取中心距a=250mm,i=26,查表选择模数m=8，蜗杆分度圆直径d1=80mm。这时d1/a=0.32，所以Zp<3.1所以以上计算结果可用。

⑷蜗杆和蜗轮关键几何参数
①蜗杆
轴向齿距 pa=πm=25.13mm
直径系数 q=d1/m=10
齿顶圆直径 da1=d1+2m=80+2×1×8mm=96mm
齿根圆直径 df1=d1-= d1-2 m (+)=80-2×8×(1+0.2)mm=60.8mm
导程角 γ=18’31’’
蜗杆轴向齿厚Sa=0.5m=0.5×3.14×8mm=12.56mm
②蜗轮
蜗轮齿数 查表可得=52
变位系数 取为 +0.25
传动比 i=/=52/2=26
传动比误差 0%
分度圆直径 =m=8×52mm=416mm
齿顶圆直径 da2=+2ha2=416+2×8×1.25mm=436mm
齿根圆直径 df2=-=416-2×8×1mm=400mm
蜗轮咽喉母圆半径rg2=a-0.5da2=250-218mm=32mm

⑸校核齿根弯曲疲惫强度

当量齿数 =55.15
由= +0.25，=55.15，查机械设计手册可得齿形系数=2.2
螺旋角系数 =1-=1-=0.9192
许用弯曲应力 =
从手册中查得由ZCuSn10P1制造蜗轮基础许用弯曲应力 =56
寿命系数 =0.590
= =0.590×56=33.0
<
所以满足弯曲强度。

2、验算效率

已知γ=18’31’’= ，；和相对滑动速度相关
= =6.15m/s
查表可得 =0.025，
代入式中可得90.1% 大于原估量值，所以不用重算。

3、精度等级工查核表面粗糙度确实定
考虑到所设计蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从GB/T 10089-1988圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择8经济精度，侧隙种类为f，标注为8f,GB/T10089-1988。然后由相关手册查得要求公差项目及表面粗糙度。

三、 轴及轴承装置设计

图4-1
1、求输出轴上功率P,转速和转矩
由前面可知：
（1）蜗杆轴输入功率、转速和转矩
P1 = Pr=6.78kw
n1=1440r/min
T1=45.04N .m
（2）蜗轮轴输入功率、转速和转矩
P2 =5.2kw
n2=55.38r/min
T2=915.2N·m
（3）传动滚筒轴输入功率、转速和转矩
P3 =5.05kw
n3=53.33r/min
T3=887.9N·m

2、蜗杆轴设计
（1）选择轴材料及热处理
选择45钢调质
（2）蜗杆轴结构初步设计
1，先初步估算轴最小直径。因为轴材料为45号钢，调制处理，查表初取=112,于是有：
18.30mm

蜗杆轴最小直径显然是安装联轴器处轴直径,轴经过联轴器是和电动机轴相连。所以减速器高速端外伸段径颈和电动机轴径应该相当，因为前面已经确定了电动机为Y132S2-4，直径dm=38k5。即电动机直径为38mm，所以dmin取38mm
为了避免初步设计蜗杆结构后进行强度校核，能够优异行弯扭合成进行设计。

初取轴承宽度分别为n1=n2=30mm 。如上图所表示
为提升蜗杆轴刚度，应尽可能缩小支承跨距，可按L1=(0.9~1.1)da2 公式计算
L1=(0.9~1.1)416=（392.4~479.6）mm
取 L1=400mm
蜗杆两端滚动轴承对称部署，取s1=k1=200mm
2，轴受力分析
依据经验公式，蜗杆螺旋部分(11+0.06)m=(11+0.06×52)×8mm=121.96mm
取=180mm
=80mm
则
Ft===1126N

轴受力分析图

X-Y平面受力分析

X-Z平面受力图：

其中Ma=

水平面弯矩

垂直面弯矩

合成弯矩

当量弯矩T/N·mm

依据第三强度理论为了考虑不一样环境影响，引入折合系数α，则计算应力为：

对于直径为d圆轴，弯曲应力为:

扭转切应力：

从而可得：

因为此轴工作环境平稳无冲击，查表可得α=0.3，选择轴材料为45号钢，调制处理，查表可得:
=60Mpa
所以有：

式中：——轴计算应力，MPa;
M——轴所受弯矩，N·mm;
T——轴所受扭矩，N·mm;
W——轴抗弯曲截面系数，
——对称循环变应力时轴许用弯曲应力，MPa
查表得圆轴W计算式为：

联立以上两式可得：

代入数值可得d≧34.3mm,由上面所数据，蜗杆齿顶圆直径为96mm，即最大直径为96mm，故取轴坯料直径为100mm棒材。

3，联轴器选择。依据前面已算好数据，扭矩为45.04Nm，减速器高速端外伸段径颈和电动机轴径应该相当，所以选择联轴器孔径为38mm，又因为该联轴器是连接电动机和减速器，故轴转速较高，为了降低开启载荷，缓解冲击，应该选择较小转动惯量和含有缓冲，吸振弹性联轴器，综上考虑，选择型号为LT6弹性套柱销联轴器。查表可得联轴器孔长度为62mm，定位轴肩高度h=（0.07~0.1）×38,因为此处要安装密封圈，所以取h为4mm，即定位轴肩直径φ246mm。计算转矩Tca=KAT=1.5×45.04=67.56Nm,（其中KA查表可得为1.5）该联轴器许用转矩为3800Nm,显然符合。
4，滚动轴承选择。按承载较大滚动轴承选择其型号。因支承跨距大于300mm，故采取一端固定一一段游动轴承支撑结构。因为同时受到径向和轴向力，所以轴承类型选为角接触球轴承，轴承预期寿命取为5000h。
由前计算结果知：轴承所受径向力Fr=2089N，Fa=56309N，轴承工作转速n=1440r/min。
初选滚动轴承为角接触球轴承7309B GB/T279-1994，基础额定动载荷Cr=59.5kN ,基础额定静载荷Co=39.8KN。
Fa/Fr=5630/12089=2.69>e=1.14
X=0.35 ,Y=0.57
pr=XFr＋YFa=0.35×2089＋0.57×5630N＝3940.25N
因为是轻微冲击，取载荷系数fp=1.2
= fp（XFr＋YFa）=1.2×3940.25=4728.3N
验算轴承使用寿命：

式中：ε——指数，对于球轴承ε为3；
代入数值有23000﹥5000h
故7310B轴承满足要求。
7309B轴承：d=45mm D=100mm B=25mm damin=54mm
5, 键联接选择。选择键联接类型和尺寸 选择A型一般平键。 按资料所显示，初选键10×8 GB 1096-1990，b=10mm，h=8 mm，L=56 mm。
校核键联接强度。 键、轴和联轴器材料全部是钢，查机械设计手册得许用挤压应力=120~150MPa，取=145MPa。键工作长度l=L-0.5b=80-0.5×10mm=51mm，键和联轴器槽接触高度k=0.5h=0.5×8mm=4mm。从而：
<145 MPa
满足强度计算，故选择键适宜。
综合以上数据，蜗杆轴结构采取车制式。
其机构以下：

图4.10

3、蜗轮轴设计
（1）选择轴材料及热处理
选择45钢调质
（2）轴结构初步设计
1，先初步估算轴最小直径。因为轴材料为45号钢，调制处理，查表初取=112,于是有：

蜗杆轴最小直径显然是安装联轴器处轴直径,该处要安装键，所以最小直径增大4%为最小53.6mm,轴经过联轴器是和卷筒相连，所以直径大小和联轴器选择相关，初选为55mm.
为了避免初步设计蜗杆结构后进行强度校核，能够优异行弯扭合成进行设计。

图4.11
初取轴承宽度分别为n3=n4=15mm 。如上图所表示
为提升蜗轮轴刚度，应尽可能缩小支承跨距,蜗轮轴（2轴）跨距:
S2=k2=da1+（25~35）=96+（25~35）mm=（121~131）mm 取中间值126mm
式中da1是蜗杆齿顶圆。
所以 L2=252mm
蜗杆两端滚动轴承对称部署，从而有s2=k2=126mm
2，轴受力分析

轴受力简图图所表示：

图4.12
X-Y平面受力分析

图4.13
X-Z平面受力图：

图4.14
其中
水平面弯矩

图4.15

垂直面弯矩

图4.16
合成弯矩

图4.17
扭矩T/N·mm

图4.18
依据第三强度理论为了考虑不一样环境影响，引入折合系数α，则计算应力为：

对于直径为d圆轴，弯曲应力为:

扭转切应力：

从而可得：

因为此轴工作环境平稳无冲击，查表可得α=0.3，选择轴材料为45号钢，调制处理，查表可得:
=60Mpa
所以有：

式中：——轴计算应力，MPa;
M——轴所受弯矩，N·mm;
T——轴所受扭矩，N·mm;
W——轴抗弯曲截面系数，
——对称循环变应力时轴许用弯曲应力，MPa
查表得圆轴W计算式为：

联立以上两式可得：

代入数值可得d≧43.73mm,因为要开键槽，所以需要将直径增大4%，从而d≧45.48mm取轴直径为80mm。
3，联轴器选择。输出轴和工作机周线偏移量不是很大，为了隔离振动和冲击，故，能够考虑选择弹性柱销联轴器，因为dmin53.6mm,T3=887.9N，工作转速为53.33r/min所以型号选择为LH4，孔径为55mm,轴孔长度为112mm，定位轴肩高度为（0.07~0.1），取为4mm。计算转矩Tca=KAT=1.5×887.9=1331.9Nm, （其中KA查表可得为1.5），查表可知，该联轴器许用转矩为4000Nm，满足使用。
4，滚动轴承选择。按承载较大滚动轴承选择其型号。因支承跨距不大，故采取两端固定轴承组合方法。因为同时受到径向和轴向力，所以轴承类型选为圆锥滚子轴承，轴承预期寿命取为1000000h。
由前计算结果知：轴承所受径向力Fr=2387.5 N,轴向力Fa=880N，轴承工作转速n=55.38r/min。
因为联轴器定位轴肩高为5mm则初选滚动轴承32913 GB/T279-1994，基础额定动载荷Cr=45.5kN,基础额定静载荷Cor=73.2kN。
Fa/Fr=0.37>e=0.35
X=0.4 Y=1.7
pr=XFr＋YFa＝2451kN
因为是轻微冲击，取载荷系数fp=1.2
= fp×Fr=1.2×2451kN =2941.2N
验算轴承使用寿命：

式中：ε——指数，对于滚子轴承为；
代入数值有﹥106h
故32913轴承满足要求。
32913轴承：d=65mm D=90mm T=17mm
5, 键选择。在该轴上有两个键传输扭矩，其中T2=915.2Nm，T3=887.9Nm，所以选择扭矩大T2=915.2Nm来考虑。选择A型一般平键
参考键长度系列，取键长L21=70mm。
按机械设计手册，初选键20×70 GB/T 1096-79，b=20mm，h=12mm，L=70mm。
校核键联接强度： 键、轴和轮毂材料全部是钢，查机械设计手册得许用挤压应力=100~120MPa，取=110MPa。键工作长度l=L-b=70-20mm=50mm，键和轮毂槽接触高度k=0.5h=0.5×12mm=6mm。从而：
＜110 MPa
故选择键适宜。
再考虑最小端键选择，查机械手册，初选18×11，b=18mm,h=11mm,L=100mm。
校核键连接强度：键、轴和轮毂材料全部是钢，查机械设计手册得许用挤压应力=100~120MPa，取=110MPa。键工作长度l=L-b=100-20=80mm,接触高度k=0.5h=5.5mm,从而，
<110 MPa
满足强度。
涡轮轴以下所表示：

图4.19

四、 机座箱体结构尺寸及其附件

1、箱体结构尺寸
⑴箱体结构形式选择
蜗杆减速器箱体形式为剖分式.因为蜗杆圆周速度=6.15<10m/s,故采取蜗杆下置式。

⑵箱体材料选择和毛坯种类确实定
依据蜗杆减速器工作环境,可选箱体材料为灰铸铁HT200.因为铸造箱体刚性好,易得到美观外形,灰铸铁铸造箱体还易于切削、吸收振动和消除噪音等优点,可采取铸造工艺取得毛坯.
⑶箱体关键结构尺寸计算
1.箱座壁厚 δ≈0.004a+3=0.004×250+3mm=13 mm 取δ=13mm
2.箱盖壁厚 δ1≈0.85δ=0.85×13mm=11.05mm 取δ1=11mm
3.箱座分箱面凸缘厚 b≈1.5δ1=1.5×10mm=15mm 取b=15mm
4 箱盖分箱面凸缘厚 b1=1.5δ1=1.5×10=15mm
5.平凸缘底座厚 b2≈2.5δ=2.5×13 =32.5mm
6.地脚螺栓 df≈0.036a+12=0.036×250+12mm≈22mm 数目取4
7.轴承螺栓 d1≈0.7df=0.7×22 mm≈16 mm
8.联接分箱面螺栓 d2≈(0.5～0.6) df≈12mm
9.轴承端盖螺钉直径 d3≈(0.4～0.5)df≈10 mm
10.窥视孔螺栓直径 d4=（0.3～0.4)df≈ 8 mm
11.吊环螺钉 直接用铸造吊钩，所以此项不需要。
12.各螺栓至外机壁和凸缘边缘距离，和沉头座直径
螺栓直径
M8
M10
M12
M16
M18
M20
M22
M30

14
16
18
22
24
26
30
40

12
14
16
20
22
24
26
35
沉头座直径
18
22
26
33
36
40
43
61

13机座机盖肋厚m1≈0.85δ1=0.85×13mm≈11mm m≈0.85δ=0.85×10mm≈9mm
r1≈0.2C2=0.2×14=3
14.轴承螺栓凸台高 h =50mm
15.轴承端盖外径
蜗轮轴端盖 =135mm
蜗杆轴端盖 =160mm
16.轴承端盖凸缘厚度 t=12mm

2、减速器附件
⑴检验孔和检验孔盖
为检验传动件啮合情况、接触斑点、侧隙和向箱体内倾注润滑油,在传动啮合区上方箱盖上开设检验孔

⑵通气器
减速器工作时,箱体温度升高,气体膨胀,压力增大,对减速器各接缝面密封很不利,故常在箱盖顶或检验孔盖上装有通气器 依据箱体情况选择材料为Q235通气塞，其尺寸以下表所表示：
mm
d
D
D1
S
L
l
a
A1
M20×1.5
30
25.4
22
28
15
4
6

⑶油塞
为了换油及清洗箱体时排出油污,在箱体底部最低位置设有排油孔,通常设置一个排油孔,平时用油塞及封油圈堵住，依据箱体情况选择材料为Q235油塞，其尺寸以下表所表示：
mm
d
D0
L
L
a
D
S
D1
D1
H
M20×1.5
30
28
15
4
25.4
22
21
22
2

⑷定位销
为了确保箱体轴承座孔镗制和装配精度,需在想替分箱面凸缘长度方向两侧各安装一个圆锥定位销
⑸观察孔及观察孔盖
为了方便维修和观察减速箱内部结构，在箱体顶端设置了观察孔及孔盖。依据箱体情况选择材料为HT200，其尺寸以下表所表示：
mm
A
A1
A2
B
B1
B2
d4
R
h
200
160
140
150
190
170
8
6
6
⑹起吊装置
为了方便、经济，起吊装置采取箱盖吊钩，选择材料为HT200，其尺寸以下表所表示：
mm
c3
c4
b
R
r
r1
45
60
22
60
10
12

五、 蜗杆减速器润滑

1、蜗杆润滑
即使本蜗杆想多滑动速度为6.15m/s,同时考虑本传动装置寿命较长，滑移速度较大，故采取油池润滑，选择润滑剂为L-AN全损耗系统用油。

2、滚动轴承润滑
下置式蜗杆轴承，因为轴承位置较低，能够利用箱内油池中润滑油直接浸浴轴承进行润滑，即滚动轴承采取油浴润滑

六、蜗杆传动热平衡计算

1.热平衡验算
⑴由前面计算可得
蜗杆传动效率η=71.5%, 蜗杆传动功率P=7.0kw
②摩擦损耗功率转化成热量
Φ1=1000P(1-η)=1000×7.0(1-0.715) W=1995W
⑵由草图估算减速器箱体内表面能被润滑油所飞溅到外表面有可被周围空气所冷却箱体表面面积 S计算取得为3
⑶计算油工作温度
取周围空气温度ta=20 ,箱体散热系数
热平衡时 ,则要求散热面积为

可得=71.5＜80
满足热平衡。

七、设计心得

课程设计是我们专业课程知识综合应用实践训练，是我们迈向社会，从事职业工作前一个必不少过程。
课程设计是一件严厉事情。作为一个工科生，要有医生一样德行，在设计过程中，要有一个责任感。回味这3周设计历程，心中极难有什么强烈喜悦感。总认为自己离现实要求还有很大差距。我想，自己在机械方面知识掌握还不够全方面，最显著就是对于细节把握得还不是很好，这是做设计硬伤，在以后学习过程中，要尤其注意这方面问题。
这次课程设计是我继机械原理和机械制造课程设计后又一个机械方面实践过程。这次设计差强人意完成了设计任务书上和指导老师要求。经过课程设计，是我在一次懂干任何事全部必需耐心，细致。
课程设计过程中，很多计算有时不免令我感到有些心烦意乱，因为不小心我计算犯错，只能毫不留情地重来。前前后后，我重来了4次，其中艰辛只有自己知道。
然而，回味这重来过程，心中确实有一个自豪感，自己毕竟是坚持下来了，这应该是这次设计中最让人满意地方。这段经历也将会让我受益终生。叹服：认真是一个难能可贵习惯。
“九尺之台起于垒土”。这句话说得透彻。告诉我们做事情要扎实。课程设计深深体会到这句千古名言真正含义。我今天认真进行课程设计，学会脚扎实地迈开这一步，就是为明天能稳健地在社会大潮中奔跑打下坚实基础。
课程设计完了以后，留下是自己查漏补缺工作，在设计中暴漏出问题值得我去好好总结，认真反思。课程设计是结束了，不过，设计过程，还将继续··· ···

附录：

参考文件
1 濮良贵，纪名刚等著.机械设计（第8版）.北京：高等教育出版社,
2 刘鸿文.材料力学.4版. 北京：高等教育出版社,
3 孙桓，陈作模主编.机械原理.7版. 北京：高等教育出版社，
4 任济生，唐道武，马克新.机械设计机械设计基础课程设计 江苏：中国矿业大学出版社，
5 大连理工大学工程图教研室.机械制图.北京：高等教育出版社，
6 孔凌嘉.简明机械手册.北京：北京理工大学出版社，