二级展开式圆柱齿轮减速器设计讲课稿.doc

二级展开式圆柱齿轮减速器设计

精品文档
目 录

一．设计任务书……………………………………………………1
二．传动方案的拟定及说明………………………………………3
三．电动机的选择…………………………………………………3
四．计算传动装置的运动和动力参数……………………………4
五．传动件的设计计算……………………………………………5
六．轴的设计计算…………………………………………………14
七．滚动轴承的选择及计算………………………………………26
八．箱体内键联接的选择及校核计算……………………………27
九．连轴器的选择…………………………………………………27
十．箱体的结构设计………………………………………………29
十一、减速器附件的选择……………………………………………30
十二、润滑与密封……………………………………………………31
十三、设计小结………………………………………………………32
十四、参考资料………………………………………………………33

一、设计任务书：
题目：设计一用于带式运输机传动装置中的展开式二级圆柱齿轮减速器
1. 总体布置简图：

1— 电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器

2. 工作情况：
载荷平稳、单向旋转
3. 原始数据：
输送带的牵引力F（kN）：2.1
输送带滚筒的直径D（mm）：450
输送带速度V（m/s）：1..4
带速允许偏差（％）：±5
使用年限（年）：10
工作制度（班/日）：2
4. 设计内容：
1) 电动机的选择与运动参数计算；
2) 直齿轮传动设计计算；
3) 轴的设计；
4) 滚动轴承的选择；
5) 键和联轴器的选择与校核；
6) 装配图、零件图的绘制；
7) 设计计算说明书的编写。
5. 设计任务：
1) 减速器总装配图一张；
2) 齿轮、轴以及箱座零件图各一张；
3) 设计说明书一份；
6. 设计进度：
1) 第一阶段：总体计算和传动件参数计算
2) 第二阶段：轴与轴系零件的设计
3) 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制
4) 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写

二、传动方案的拟定及说明：
由题目所知传动机构类型为：展开式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。
本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴承受载荷大、刚度差，中间轴承润滑较困难。

三、电动机的选择：
1． 电动机类型和结构的选择：
因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。

2． 电动机容量的选择：
1） 工作机所需功率
P＝3.1kW
2） 电动机的输出功率
＝/η
由于，故：＝3.6kW
3． 电动机转速的选择：
根据，初选为同步转速为1500r/min的电动机
4． 电动机型号的确定：
由表17-7查出电动机型号为Y112M-4,其额定功率为4kW，满载转速1440r/min,基本符合题目所需的要求。

四、 计算传动装置的运动和动力参数：
1. 计算总传动比：
由电动机的满载转速和工作机主动轴转速可确定传动装置应有的总传动比：
由于，
故计算得到总传动比：
2. 合理分配各级传动比：
由于减速箱是展开式布置，为了使两个大齿轮具有相近的浸油深度，应试两级的大齿轮具有相近的直径，于是可按下式
3.分配传动比：

因为，取，，
此时速度偏差为 ，所以可行。
五、 各轴转速、输入功率、输入转矩：
项 目
电动机轴
高速轴I
中间轴II
低速轴III
滚筒轴IV
转速（r/min）
1440
1440
256.7
59.4
59.4
功率（kW）
4
3.96
3.80
3.65
3.50
转矩（N·m）
26.5
26.3
141.4
586.8
562.7
传动比
1
1
5.61
4.32
1
效率
1
0.99
0.96
0.96
0.94

五、传动件设计计算：
直齿圆柱齿轮具有不产生轴向力的优点，但传动平稳性较差，在减速器中圆周速度不大的情况下采用直齿轮。
I---II轴高速传动啮合的两直齿轮（传动比5.61）：
1． 选精度等级、材料及齿数：
1） 材料及热处理；
选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
2） 精度等级选用8级精度；
3） 试选小齿轮齿数，大齿轮齿数的；
2． 按齿面接触强度设计：
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算
按式（10—9）试算，即
≥
4） 确定公式内的各计算数值：
（1） 试选 ；
（2） 由图10－30选取区域系数；
（3） 由表10－7选取尺宽系数；
（4） 由表10－6查得材料的弹性影响系数；
（5） 由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限；
（6） 由式10－13计算应力循环次数：

由图10－19查得接触疲劳寿命系数；；
（7） 计算接触疲劳许用应力：
取失效概率为1％，安全系数，由式（10－12）得

5） 计算过程：
（1） 试算小齿轮分度圆直径：
≥
=2.32=41.36mm
（2） 计算圆周速度：

（3） 计算齿宽、模数及齿高等参数：
齿宽
模数m===2.18
齿高
齿宽与齿比为
（4） 计算载荷系数K：
已知载荷平稳，所以取=1；
根据v=2.93m/s,8级精度，由图10—8查得动载系数；
对于直齿轮 ；
由表10-4 插值法查的8级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，
由,查图10-13得，故：

（5） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式
（10—10a）得

（6） 计算模数m
m==2.37mm
3． 按齿根弯曲强度设计：
由式(10—17)
m≥
确定计算参数：
1) 由图10-20c查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限;大齿轮的弯曲疲劳强度极限
2) 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数
3) 计算弯曲疲劳许用应力
取安全系数 ，由式10-12 得：
= =
= =
4) 查取齿型系数和应力校正系数
由表10—5 查得 ；
由表10－5查得；
5) 计算大、小齿轮的并加以比较
==
==
大齿轮的数值大。
6) 计算载荷系数

7) 设计计算
≥=1.54
最终结果：=1.54
4． 标准模数选择：
由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳的强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数优先采用第一系列并就近圆整为标准值，按接触疲劳强度算的的分度圆直径的
1)小齿轮齿数
，取
2） 大齿轮齿数
， 取=129
5.几何尺寸计算：
1) 计算中心距：
a=152mm
2) 计算大、小齿轮的分度圆直径：
，
计算齿轮宽度：

小齿轮齿宽相对大一点因此
，
3) 结构设计：
以大齿轮为例，因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。

II---III轴低速传动啮合的两直齿轮（传动比4.32）：
1. 选精度等级、材料及齿数(与上面两对齿轮相同)：
1） 材料及热处理：
选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
2） 精度等级选用8级精度；
3） 试选小齿轮齿数，大齿轮齿数的；
2. 按齿面接触强度设计：
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算
按式（10—9）试算，即
≥
4） 确定公式内的各计算数值
（1） 试选 ；
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.5；
（3） 由表10－7选取尺宽系数；
（4） 表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa
（5） 由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限； 大齿轮的接触疲劳强度极限；
（6） 由式10－13计算应力循环次数：

由图10－19查得接触疲劳寿命系数；；
（7）计算接触疲劳许用应力：
取失效概率为1％，安全系数，由式（10－12）得：

5） 计算过程：
（1） 试算小齿轮分度圆直径
≥
=2.32=73.54mm
（2） 计算圆周速度

（3） 计算齿宽b及模数m

m===3.06
齿高
齿宽与齿高比
（4）计算载荷系数K
已知载荷平稳，所以取=1；
根据v=0.99m/s,8级精度，由图10—8查得动载系数；
由于直齿轮 ；
由表10-4 插值法查的8级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，；
由b/h=8.44，查图10-13得；

（4） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式
（10—10a）得

（5） 计算模数m
m==3.25mm
3. 按齿根弯曲强度设计：
由式(10—17)
m≥
1） 确定计算参数
（1） 由图10-20c查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限;大齿轮的弯曲疲劳强度极限
（2） 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数
（3）计算弯曲疲劳许用应力
取安全系数，由式10-12 得
= =310.7Mpa
= =247MPa
（4）查取齿型系数和应力校正系数
由表10—5 查得；
由表10－5查得；
（5）计算大、小齿轮的并加以比较
==
==
大齿轮的数值大。
（6）计算载荷系数

2) 设计计算
m≥=2.29
最终结果：m=2.29

4. 标准模数的选择：
由齿面解除疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳的强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.29优先采用第一系列并就近圆整为标准值m=2.5mm，按接触疲劳强度算的的分度圆直径的
小齿轮齿数
，取
大齿轮齿数

5. 几何尺寸计算：
1）计算中心距：
a=206mm
2) 计算大、小齿轮的分度圆直径：

计算齿轮宽度：

小齿轮齿宽相对大一点因此
，
3) 结构设计：
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。

六、轴的结构设计和强度校核：
第一部分 结构设计
1. 初选轴的最小直径：
选取轴的材料为45号钢，热处理为调质。
取Ao=112，[τ]=30~40MPa
1轴 15.69mm，考虑到联轴器、键槽的影响，
取
2轴 27.50mm，取
3轴 44.20mm， 取
2. 初选轴承：
1轴高速轴选轴承为7206C
2轴中间轴选轴承为7208C
3轴低速轴选轴承为7211C
各轴承参数见下表：
轴承代号
基本尺寸/mm
安装尺寸/mm
基本额定/kN
d
D
B
da
Da
动载荷Cr
静载荷Cor
7206C
30
62
16
36
56
23
15
7208C
40
80
18
47
73
36.8
25.8
7211C
55
100
21
64
91
52.8
40.5
3. 确定轴上零件的位置和定位方式：
1轴：由于高速轴转速高，传动载荷不大时，为保证传动平稳，提高传动效率，将高速轴取为齿轮轴，使用角接触球轴承承载，一轴端连接电动机，采用刚性联轴器，对中性好。
2轴：低速啮合、高速啮合均用锻造齿轮，低速啮合齿轮左端用甩油环定位，右端用轴肩定位，高速啮合齿轮左端用轴肩，右端用甩油环定位，两端使用角接触球轴承承载。
3轴：采用锻造齿轮，齿轮左端用甩油环定位，右端用轴肩定位，为减轻轴的重量采用中轴颈，使用角接触球轴承承载，右端连接单排滚子链。
（一）高速轴的结构设计：

1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度：
a) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为20mm。
b) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为25。
c) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用7206C型，即该段直径定为30mm。
d) 该段轴为齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。
e) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。
f) 轴肩固定轴承，直径为40mm。
g) 该段轴要安装轴承，直径定为30mm。

2)各段长度的确定：
各段长度的确定从左到右分述如下：
h) 该段轴连接联轴器，半联轴器与轴配合的毂孔长度为38mm，该段长度定为34mm。
i) 该段取32mm。
j) 该段安装轴承，参照工作要求长度至少16mm，考虑间隙取该段为22mm。
k) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离、轴承与箱体内壁距离（采用油润滑），还有二级齿轮的宽度，定该段长度为90mm。
l) 该段考虑齿轮的宽度，根据齿轮校核，选定该段50mm。
m) 该段轴肩选定长度4mm。
n) 该段与c段相同取22mm。
o) 轴右端面与端盖的距离为10mm。
（二） 中间轴的结构设计：

1) 拟定轴上零件的装配方案轴的各段直径：
a) I段轴用于安装轴承7208，故取直径为40mm。
b) II段该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经强度计算，直径定为46mm。
c) III段为轴肩，相比较比II段取直径为58mm。
d) IV段安装大齿轮直径与II段相同，直径为46mm。
e) V段安装轴承，与I段相同直径为40mm。

2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段长度：
a) I段轴承安装轴承和挡油环，轴承7208C宽度B=18，该段长度选为28mm。
b) II段轴考虑到齿轮齿宽的影响，所以长度为80mm。
c) III段为定位轴肩，长度略小8mm。
d) IV段用于安装大齿轮，考虑齿宽长度为44mm。
e) V段用于安装轴承与挡油环，长度与I相同，为28mm。

（三）低速轴的结构设计：

1) 拟定轴上零件的装配方案轴的各段直径
a) I段轴用于安装轴承7211C，故取直径为55mm。
b) II段该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2.5mm的圆角，经强度计算，直径定为60mm。
c) III段为定位轴肩，取72mm。
d) IV段安装大齿轮直径与II段相同，直径为60mm。
e) V段安装轴承，与I段相同直径为55mm。
f) VI段直径53mm
g) VII段直径与弹性注销选择有关，取LX3，直径为46mm。
2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段长度
a) I段轴承安装轴承和挡油环，7211C宽度B=21，该段长度选为30mm。
b) II段轴考虑到齿轮齿宽的影响，所以长度为76mm。
c) III段为定位轴肩，长度略小8mm。
d) IV段用于安装大齿轮，考虑齿宽长度为50mm。
e) V段用于安装轴承与挡油环，长度与I相同，为28mm。
f) VI长度为32mm。
g) VII长度与联轴器有关，取56mm。

第二部分 强度校核
I高速轴：
对于角接触球轴承7206C从手册中可以查得a=14.2mm
校核该轴和轴承：=82.8mm =120.0mm =30.8mm
轴的最小直径：，
轴的抗弯截面系数：
作用在齿轮上的力：

按弯扭合成应力校核轴的强度：

总弯矩：
扭矩：

45钢的强度极限为，又由于轴受的为脉动循环载荷，所以。

所以该轴是安全的，满足使用要求。

II中间轴：
对于角接触球轴承7208C从手册中可以查得a=17mm
校核该轴和轴承：=53mm =70mm =35mm
轴的最小直径，
轴的抗弯截面系数：
作用在2、3齿轮上的圆周力：

径向力：

求垂直面的支反力：

计算垂直弯矩：

求水平面的支承力：

计算、绘制水平面弯矩图：

求合成弯矩图，按最不利情况考虑：

求危险截面当量弯矩：

从图可见，m-m,n-n处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数）

计算危险截面处轴的直径：
m-m截面:
n-n截面:
所以该轴是安全的，满足使用要求。
III低速轴
对于角接触球轴承7211C从手册中可以查得a=20.9mm
校核该轴和轴承：=49mm ， =107mm
轴的最小直径：，
轴的抗弯截面系数：
作用在齿轮上的力：

按弯扭合成应力校核轴的强度：

总弯矩：
扭矩：

45钢的强度极限为，又由于轴受的为脉动循环载荷，所以。

所以该轴是安全的，满足使用要求。
七、滚动轴承的选择及计算：
I高速轴：
轴承7206C的校核，即轴承寿命校核：
轴承寿命可由式进行校核，轴承只承受径向载荷的作用，由于工作温度不高且冲击不大，故查表13-4和13-6可取取
基本额定动负荷为

则， 该轴承的寿命满足使用10年要求。

II中间轴：
轴承7208C的校核，即轴承寿命校核：
轴承寿命可由式进行校核，轴承只承受径向载荷的作用，由于工作温度不高且冲击不大，故查表13-4和13-6可取取
基本额定动负荷为

则， 该轴承的寿命满足使用10年要求。

III低速轴：
轴承72011C的校核，即轴承寿命校核：
轴承寿命可由式进行校核，轴承只承受径向载荷的作用，由于工作温度不高且冲击不大，故查表13-4和13-6可取取
基本额定动负荷为

则， 该轴承的寿命满足使用10年要求。
八、箱体内键联接的选择及校核计算：
1. 传递转矩已知；
2. 键的工作长度l=L-b b为键的宽度；
3. 键的工作高度k=0.5h h为键的高度；
4. 普通平键的强度条件为；

代号
直径
（mm）
工作长度
（mm）
工作高度
（mm）
转矩
（N·m）
极限应力
（MPa）
高速轴
无键安装
中间轴
14×9×36（圆头）
46
22
4.5
141.4
62
14×9×70 (圆头)
46
56
4.5
141.4
24.4
低速轴
18×11×70（圆头）
60
52
5.5
586.8
68.4
由于键采用静联接，材料钢，冲击轻微，所以许用挤压应力为，所以上述键皆安全。

九、联轴器的选择：
由于刚性联轴器价格便宜、构造简单、可传递较大转矩、对中性较好 ，所以优先考虑选用它。
1. 高速轴用联轴器的设计计算：
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为，
计算转矩为
所以考虑选用刚性凸缘联轴器GYS2（GB5843-2003），其主要参数如下：
材料HT200
公称转矩
轴孔直径，
轴孔长，
装配尺寸
半联轴器厚
（[1]P167表17-1）

2. 连接链轮联轴器的设计计算：
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为，
计算转矩为
所以选用弹性销柱联轴器LX3（GB5014-2003），其主要参数如下：
材料HT200
公称转矩
轴孔直径
轴孔长，
半联轴器厚
（[1]P175表17-5）（GB5014-2003）

十、箱体的结构设计：
箱体结构对减速器的工作性能、加工工艺、材料消耗、质量及成本等有很大影响。
1. 减速器箱体为铸造箱体，材料HT200。
2. 箱体结构为剖分时，剖分面为水平面，与传动件轴心线平面重合，有利于轴系部件的安装与拆卸。
3. 剖分时箱体的结构尺寸选择：
（1） 箱座壁厚=0.025a+3>=8mm；a为二级圆柱齿轮减速器的低速级中心距a=206.25，
=8.16>=8满足要求，取壁厚=10mm；
（2） 箱盖壁厚=（0.80.85），>=8mm ，则=8.5mm；
（3） 地脚螺栓直径=0.036a+12=19.4 ，选择M20；
（4） 地脚螺栓数目：由于a=206<250 ，所以n=4；
（5） 根据表5-2得：
名 称
符号
尺寸确定
箱座凸缘厚度

1.5 15mm
箱盖凸缘厚度

1.5 12.75mm
箱座底凸缘厚度

2.5 25mm
轴承旁连接螺栓直径

0.75 M16
箱盖与箱座连接螺栓直径

0.50.6 M12
连接螺栓的间距

150200 160mm
轴承盖螺钉直径

0.40.5 M10
视孔盖螺钉直径

0.30.4 M8
定位销直径

0.70.8 9mm
、、至外箱壁距离

查表5-3 26 22 18mm
、至凸缘边缘距离

查表5-3 24 16mm
轴承旁凸台半径

24 16mm
凸台高度

图7-2 >50mm
外箱壁至轴承座端面距离

++(58)mm
大齿轮顶圆与内箱壁距离

>= 15mm
齿轮端面与内箱壁距离

>= 1220mm
箱盖肋厚

0.85 7.5mm
箱盖肋厚

0.85 8.5mm
轴承盖外径

图6-27 =+2.5mm
轴承旁连接螺栓距离

图 7-2 凸台外径

十一、减速器附件的选择：
1. 通气器：
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5。
2. 油面指示器：
选用游标尺M16。
3. 起吊装置：
采用箱盖吊耳、箱座吊耳。
4. 放油螺塞：
选用外六角油塞及垫片M16×1.5。

十二、润滑与密封：

1. 齿轮的润滑：
根据表5-4浸油深度推荐值，选取二级圆柱式齿轮减速器类型：
由于低速级周向速度小于12m/s，采用浸油润滑，II级大齿轮浸油高度约为0.7个齿高但不少于10mm，该大齿轮齿高=2.5<10mm，所以II级大齿轮浸油高度取=11mm。
III级大齿轮浸油高度大于一个齿高小于1/6半径（3.125—56.7mm），由于III级大齿轮和二级大齿轮的半径差为39mm。所以大齿轮的浸油深度选为=50mm。
大齿轮齿顶圆到油池低面的距离为30—50mm，所以选取的油池深度为80mm

2. 滚动轴承的润滑：
由于轴承周向速度为0.99小于2m/s，所以采脂润滑，为防止轴承室内的润滑脂流入箱体而造成油脂混合，在箱体轴承座箱内一侧装设甩油环。
3. 润滑油的选择：
齿轮润滑油，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。
轴承润滑脂，选用通用锂基润滑脂ZL—1，普遍应用在各种机械部位。
4. 密封方法的选取：
选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。
密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。

十三、设计小结：
经过十几天的努力,我终于将机械设计课程设计做完了.在这次作业过程中,我遇到了许多困难,一遍又一遍的计算,一次又一次的设计方案修改，这都暴露出了前期我在这方面的知识欠缺和经验不足，计算出现了很多小问题，令我非常苦恼.后来在老师的指导下,我找到了问题所在之处,并将之解决.同时我还对机械设计基础的知识有了更进一步的了解.
尽管这次作业的时间是漫长的,过程是曲折的,但我的收获还是很大的.不仅仅掌握了设计一个完整机械的步骤与方法;也对机械制图、AutoCAD软件有了更进一步的掌握。对我来说,收获最大的是方法和能力.那些分析和解决问题的方法与能力.在整个过程中,我发现像我们这些学生最最缺少的是经验,没有感性的认识,空有理论知识,有些东西很可能与实际脱节。在设计的过程中还培养出了我们的团队精神，大家共同解决了许多个人无法解决的问题，在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足，在今后的学习过程中我们会更加努力和团结。
总体来说,我觉得做这种类型的作业对我们的帮助还是很大的,它需要我们将学过的相关知识都系统地联系起来，综合应用才能很好的完成包括机械设计在内的所有工作，也希望学院能多一些这种课程。

参考资料：
[1]《机械设计课程设计》，高等教育出版社，李育锡主编，2008年6月第1版；
[2]《机械设计课程设计》，北京大学出版社，许瑛主编，2008年8月第1版；
[3]《机械设计课程设计》，科学出版社，巩云鹏，田万禄，张伟华，黄秋波主编，2008年3月第一版；
[4]《机械设计综合课程设计》，机械工业出版社，王之栎，王大康主编，2009年1月第二版；
[5]《机械设计（第八版）》，高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编，2006年5月第八版；
[6]《机械原理（第七版）》，高等教育出版社，孙桓，陈作模，葛文杰主编，2006年5月第七版；
[7]《机械制图（第2版）》，西北工业大学出版社，臧宏琦，王永平主编，2004年9月第2版；
[8]《机械精度设计与检测技术》，国防工业出版社，王玉主编，2005年8月第1版。

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