机械设计课程设计设计带式运输机传动装置1.doc

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1、设 计 任 务 书一、课程设计题目：设计带式运输机传动装置（简图如下）原始数据：数据编号12345678运输机工作转矩T/(N.m)690690690620630630760760运输机带速V/(m/s)0.70.850.80.90.90.80.750.8卷筒直径D/mm320340320360380360320350工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10年，小批量生产，单班制工作（8小时/天）。运输速度允许误差为。二、课程设计内容1）传动装置的总体设计。2）传动件及支承的设计计算。3）减速器装配图及零件工作图。4）设计计算说明书编写。 四、原始数据滚筒直径D（mm）：320

2、运输带速度V（m/s）：0.8滚筒轴转矩T（Nm）：690五、设计工作量1减速器总装配图一张2齿轮、轴零件图各一张3设计说明书一份六、设计说明书内容1. 运动简图和原始数据2. 电动机选择3. 主要参数计算4. V带传动的设计计算5. 减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算6. 轴的设计计算7. 滚动轴承的校核8. 键、联轴器的校核9.箱体结构设计 10. 密封、润滑材料及齿轮、轴承的润滑方法11. 齿轮、轴承配合的选择12. 参考文献七、设计要求1. 各设计阶段完成后,需经指导老师审阅同意后方能进行下阶段的设计;2. 在指定的教室内进行设计. 一. 电动机的选择（冯芹）一、 电动机输入功率 二、电

3、动机输出功率其中总效率为查表可得Y132S-4符合要求,故选用它。 Y132S-4(同步转速，4级)的相关参数额定功率满载转速堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩质量二. 主要参数的计算一、确定总传动比和分配各级传动比传动装置的总传动比查表可得V带传动单级传动比常用值24，圆柱齿轮传动单级传动比常用值为35，展开式二级圆柱齿轮减速器。初分传动比为2.5 ，4.016，3 。二、计算传动装置的运动和动力参数 本装置从电动机到工作机有三轴，依次为，轴，则1、各轴转速2、各轴功率3、各轴转矩表2项目电机轴高速轴中间轴低速轴工作轴转速1440576143.4347.8147.75功率5.55.285.12

4、4.973.45 转矩（Nm）26.9364.632251.83732.98690传动比2.54.01631效率0.960.970.970.96三 V带传动的设计计算（朱永基、刘添礼）一、确定计算功率查表可得工作情况系数故二、选择V带的带型根据，由图可得选用A型带。三、确定带轮的基准直径并验算带速1、初选小带轮的基准直径。查表8-7和8-9可得选取小带轮的基准直径2、验算带速按计算式验算带的速度因为，故此带速合适。3、计算大带轮的基准直径按式(8-15a)计算大带轮的基准直径根据教材表8-9，圆整得。4、确定V带的中心距和基准直径（1）按计算式初定中心距（2）按计算式计算所需的基准长度查表可选

5、带的基准长度（3）按计算式计算实际中心距中心距的变化范围为。5、验算小带轮上的包角6、计算带的根数（1）计算单根V带的额定功率由和查表可得根据和A型带，查表可得。故（2） 计算V带的根数Z 故取V带根数为5根7、计算单根V带的初拉力的最小值查表可得A型带的单位长度质量应使带的实际初拉力。8、计算压轴力压轴力的最小值为四.齿轮的设计高速级齿轮的设计（刘丹丹）一 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1.按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取。2.运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)。3.材料选择。由机械设计表10-1，选择小齿轮材料为40Gr（调质），

6、硬度为280HBS，大齿轮为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4.选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取二 按齿轮面接触强度设计设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。1. 按齿面接触疲劳强度设计，即 1）确定公式内的各计算数值1.试选载荷系数。2.计算小齿轮传递的转矩 3.按软齿面齿轮非对称安装，由机械设计选取齿宽系数。4.由机械设计表10-5查得材料的弹性影响系数。5.计算接触疲劳强度用重合度系数6.由机械设计图10-25d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。7.计算应力循环次数8.由机械设计图10-23取接触疲劳寿命

7、系数；。9.计算接触疲劳许用应力取安全系数S=11）.试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。.计算圆周速度。 计算齿宽b 2).计算载荷系数查表10-2得使用系数;根据、7级精度，由图10-8得动载系数 ；齿轮的圆周力。查机械设计表10-3得齿间载荷分配系数查机械设计表10-4用插值法得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时。由此，得到实际载荷系数3).校正分度圆直径及相应的齿轮模数4)按齿根弯曲强度设计 1)试算模数，即 a， 确定公式内的各参数值 计算弯曲疲劳强度用重合度系数。 计算。由图10-17查得齿形系数、。由图10-28查得应力修正系数，。由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲

8、疲劳极限分别为，。由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由得， 比较因为大齿轮的大于小齿轮，所以取b，试算模数 2） 调整齿轮模数计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度。 齿宽。宽高比。 计算实际载荷系数。根据，7级精度，由图10-8查得动载系数由，查表10-3的齿间载荷分配系数由表10-4用插值法查得，结合查图10-13，得，则载荷系数为按实际载荷系数算得的齿轮模数对比计算结果，齿轮面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，齿轮模数m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，

9、取模数大的既能保证弯曲强度又能满足疲劳强度，圆整为标准值。算得的分度圆直，算出小齿轮齿数，取大齿轮 取2.几何尺寸计算1.计算分圆周直径、 2.计算中心距 3.计算齿轮宽度考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加宽，即取，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即。3.轮的结构设计小齿轮采用实心式齿轮，大齿轮采用腹板式齿轮结构大齿轮的有关尺寸计算如下：名称符号计算公式及说明模数m3压力角齿顶高3齿根高全齿高分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径基圆直径中心距a齿轮工作图如下图所示低速级齿轮的设计（崔世超）一 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按图所示的传动方案，选用直齿圆柱

10、齿轮传动,压力角为20。（2）运输装置为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。（3）材料选择，在同一减速器各级小齿轮(或大齿轮)的材料，没有特殊情况，应选用相同牌号，以减少材料品种和工艺要求，故查表可选择小齿轮材料为40(调质)，硬度为52HRC；大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为45HRC.（4）选小齿轮齿数，大齿轮齿数二 按齿面接触强度设计，按计算式试算即（1）确定公式内的各计算数值试选小齿轮传递转矩查机械设计可选取齿宽系数,可选取区域系数， 由式10-9计算接触疲劳强度用重合度系数;，查表可得材料的弹性影响系数。查机械设计图10-25d得按齿面硬度选取小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的

11、接触疲劳强度极限。按计算式计算应力循环次数计算接触疲劳许用应力查 机械设计 图10-23可选取接触疲劳寿命系数，。取失效概率为1%，安全系数S=1,于是 （2）计算相关数值试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得计算圆周速度计算齿宽及模数计算载荷系数查表10-2可得使用系数，根据，7级精度，查表10-8可得动载系数，查表10-3得齿间载荷分配系数：齿轮的圆周力：故载荷系数按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，按计算式得计算模数3、按齿根弯曲强度设计，按计算式试算即（1）确定公式内的各计算数值试选 查表可取齿形系数，。 查表可取应力校正系数，。(线性插值法)查图20-24c可得小齿轮的弯曲疲劳强度极

12、限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限。查图10-22可取弯曲疲劳寿命系数，。计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，按计算式计算计算大、小齿轮的并加以计算大齿轮的数值较大。2）试算模数（2）调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度v齿宽 齿高 齿宽高比 2）计算实际载荷系数根据v=0.44m/s,七级精度，由图10-8 查的动载系数=1.01由，由表10-3的齿间载荷分配系数由表10-4用插值法查得结合齿宽高比，查图10-13，得.则载荷系数 3）由式10-13 ，可得实际载荷系数算得的齿轮模数：对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，故取，已

13、可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数，于是有取，则4、几何尺寸计算（1）计算大、小齿轮的分度圆直径（2）计算中心距（3）计算齿轮宽度，主要设计结论：齿数 模数 压力角=20 中心距a=184mm齿宽 小齿轮用实心式齿轮，大齿轮用腹板式齿轮。低速级齿轮相关参数表6-2(单位mm)名称符号计算公式及说明模数m4压力角齿顶高=4齿根高=(+)m=5全齿高=(2+)m=9分度圆直径齿顶圆直径100284齿根圆直径=m=82=()m=266基圆直径86.48258.44零件图如下：五 轴类零件设计（刘忠伟）一 I轴的设计计算1.求轴上的功率，转速和

14、转矩 由前面算得2.求作用在齿轮上的力 已知高速级小齿轮的分度圆直径为 而 压轴力3.初步确定轴的最小直径 现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理，据表15-3，取，于是得： 因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大5%-7%，又此段轴与大带轮装配，综合考虑两者要求取，查表8-11知，e,f,由B=(z-1)e+2f,带轮宽B=78mm故此段轴长取76mm。4. 轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案 通过分析比较，装配示意图7-1 图7-1 （2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）I-II段是与带轮连接的其d=28mm，。 2）II-III段用于安装轴承端盖，轴承端盖

15、的e=9.6mm（由减速器及轴的结构设计而定）。根据轴承端盖的拆卸及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖与I-II段右端的距离为38mm。故取，因其右端面需制出一轴肩故取。 3）初选轴承，因为有轴向力故选用深沟球轴承，参照工作要求并据d=31mm，由轴承目录里初选6307号其尺寸为d=35mm80mm21mm故。轴承左端轴肩定位，查手册取=44mm。 4）左端继续选用6307轴承，则此处d=35mm，轴套长24mm，取l=49mm。取安装齿轮段轴径为d=44mm，齿轮左端与左轴承之间用套筒定位，已知齿轮宽度为73mm为是套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度故取l=69mm。齿轮右边采用

16、轴肩定位，轴肩高度h=4mm，=52mm，=10mm。根据下一步的中间轴长度得出l=120mm。（3）轴上零件的周向定位 齿轮，带轮与轴之间的定位均采用平键连接。按d由表6-1查得平键截面b,键槽用键槽铣刀加工长为70mm。同时为了保证带轮与轴之间配合有良好的对中性，故选择带轮与轴之间的配合为，同样齿轮与轴的连接用平键，齿轮与轴之间的配合为轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸 参考2表15-2取轴端倒角为2.其他轴肩处圆觉角见图。 5.求轴上的载荷 先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图7-2 图7-2 现将计算出的各个截面的M

17、，M 和M的值如下： F=973N F=1601.3N F=1352N F=607N M=80759N M=128764.8 M=112216N M=M=128764.8N T=64632N 6.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核危险截面的强度，从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面A是轴的危险截面。则根据式15-5及上面的数据，取=0.6轴的计算应力: 前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由表15-1 查得=60Mp，故安全。零件图如下：二 II轴的设计计算1.求轴上的功率，转速和转矩 由前面的计算得，2.求作用在齿轮上的力 已知中间轴大小齿轮的分度圆直径为 而 同理可

18、解得： 3.初步确定轴的最小直径 现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理,据表15-3，取，于是得： 因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大5%-7%故d=41.75m，又此段轴与轴承装配，故同时选取轴承，因为轴承上承受径向力，故选用深沟球轴承，参照工作条件可选6209其尺寸为：d=故d=45mm右端用套筒与齿轮定位，套筒长度取24mm所以l=47mm 4.轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图7-4 图7-4 （2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）II -III段为高速级大齿轮，由前面可知其宽度为66mm，为了使套筒端面与大齿轮可靠地压紧

19、此轴段应略短于齿轮轮毂宽度。故取l=62mm，d=50mm。 2）III-IV段为大小齿轮的轴向定位，此段轴长度应由同轴条件计算得l =16mm，d=58mm。 3）IV-V段为低速级小齿轮的轴向定位，由其宽度为100mm可取l=96mm，d=50mm 4）V-VI段为轴承同样选用深沟球轴承6209，左端用套筒与齿轮定位，取套筒长度为24mm则 l =47mm d=45mm。 （3）轴上零件的周向定位 两齿轮与轴之间的定位均采用平键连接。按d由表6-1查得平,按d得平键截面其与轴的配合均为。轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 （4）确定轴上圆角和倒角尺寸

20、参考2表15-2取轴端倒角为2.个轴肩处圆觉角见图。5.求轴上的载荷 先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图7-4。现将计算出的各个截面的M，M 和M的值如下： F=220N F=1087N F=3278N F=4083N M=171600N M=103265Nmm M=-255684N M=-387855N T=251380N 图7-46.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核危险截面的强度，从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面B和的右侧是轴的危险截面,对该轴进行详细校核，对于截面B则根据2式15-5及上面的数据，取=0.6，轴的计算应力 前面选用轴的材料为45钢，

21、调制处理，由2表15-1查得=60Mp，。零件图如下:三 III轴的设计计算1.求轴上的功率，转速和转矩 由前面算得，2.求作用在齿轮上的力 已知低速级大齿轮的分度圆直径为 而 3.初步确定轴的最小直径 现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理,据表15-3，取，于是得： 同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩T=K查表14-1取K=1.3.则：T 按计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件查表13-3可选用LX4型弹性柱销联轴器。其公称转矩为1250000N。半联轴器孔径d=45mm，故取d=45mm半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度l=102mm。4. 轴的结构

22、设计（1）拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图7-5 图7-5（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为满足半联轴器的轴向定位，I-II右端需制出一轴肩故II-III段的直径d=48mm；左端用轴端挡圈定位取轴端挡圈直径D=48mm。半联轴器与轴配合的毂孔长为102mm，为保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴上，故I-II段长度应比L略短一些，现取l=102mm. 2）II-III段是固定轴承的轴承端盖e=12mm。据d =48mm和方便拆装可取l=65mm。 3）初选轴承，因为有轴向力故选用深沟球轴承，参照工作要求d=50mm，由轴承目录里初选6210号其尺寸为d=50mm

23、90mm20mm，l=20mm由于右边是轴肩定位，查手册取d=60mm。 4）右端轴承d=50mm，轴套长24mm，取l=48mm。取安装齿轮段轴径为d=54mm，已知齿轮宽为92mm取l=88mm。齿轮右边-段为轴套定位，左边轴肩高h=5mm，取d=64mmmm，l=16mm。由中间轴长度算出l=96mm。（3）轴上零件的周向定位齿轮，半联轴器与轴之间的定位均采用平键连接。按d由表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工长为90mm。选择半联轴器与轴之间的配合为，同样齿轮与轴的连接用平键，齿轮与轴之间的配合为轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（4）确定轴上

24、圆角和倒角尺寸 参考2表15-2取轴端倒角为2.个轴肩处圆觉角见图。 5.求轴上的载荷 先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图7-6。 现将计算出各个截面处的M，M和M的值如下： F=3488N M=-116864N M=320848N =732980N 图7-6 6.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核危险截面的强度，从轴的结构图以及弯 矩图和扭矩图中可以看出截面A是轴的危险截面，则根据2式15-5及上面的数据，取=0.6，轴的计算应力 前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由2表15-1 查得=60Mp，故安全。零件图如下：六 轴承的寿命计算一 I轴上的轴承6307寿命计

25、算预期寿命：已知N，300580h28800h故 I轴上的轴承6307满足要求。二 II轴上轴承6209的寿命计算预期寿命：已知，53358h28800h故II轴上轴承6209满足要求。三 轴上轴承6210的寿命计算 预期寿命：已知352212h28800h故III轴上的轴承6210满足要求。七 键的校核1、I轴上键的强度校核查表6-2得许用挤压应力为-段键与键槽接触疲劳强度 故此键能安全工作。-段与键槽接触疲劳强度故此键能安全工作。2、II轴上键的校核查表6-2得许用挤压应力为II-III段键与键槽接触疲劳强度故此键能安全工作。 IV-V段与键槽接触疲劳强度 故此键能安全工作。3、III轴上

26、键的校核 查表6-2得许用挤压应力为 I-II段键与键槽接触疲劳强度 故此键能安全工作。 -段与键槽接触疲劳强度 故此键能安全工作。八 箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合.1. 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为 3. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10，圆角半径

27、为R=3。机体外型简单，拔模方便.4. 对附件设计 A 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于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M6紧固B 油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.D 通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升

28、高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.E 盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.F 位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.G 吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚10mm箱盖壁厚9mm箱盖凸缘厚度13mm箱座凸缘厚度15mm箱座底凸缘厚度25mm地脚螺钉直径M24地脚螺钉数目查手册6轴承旁联接螺栓直径M18机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）M12

29、轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）M10视孔盖螺钉直径=（0.30.4）M8定位销直径=（0.70.8）10mm，至外机壁距离查机械课程设计指导书表434mm24mm18mm，至凸缘边缘距离查机械课程设计指导书表428mm16mm外机壁至轴承座端面距离=+（510）70mm大齿轮顶圆与内机壁距离1.214mm齿轮端面与内机壁距离12mm机盖，机座肋厚8mm 9mm轴承端盖外径+（55.5）(mm)130（1轴）135（2轴）140（3轴）轴承旁联结螺栓距离(mm)130（1轴）135（2轴）140（3轴）九 润滑密封设计对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远

30、小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.油的深度为H+ H=30 =34所以H+=30+34=64其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为 密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，间距150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。十 课程设计心得体会 作为一名机械设计制造及自动化大三的学生，我觉得能做类似的课程设计是十分有意义，而且是十分必要的。在已度过的大三的时间里我们大多数接触的是专业基础课。我们在课堂上掌握的仅仅是专业基础课的理论面，如

31、何去锻炼我们的实践面？如何把我们所学到的专业基础理论知识用到实践中去呢？我想做类似的大作业就为我们提供了良好的实践平台。在做本次课程设计的过程中，我感触最深的当数查阅大量的设计手册了。为了让自己的设计更加完善，更加符合工程标准，一次次翻阅机械设计手册是十分必要的，同时也是必不可少的。我们是在作设计，但我们不是艺术家。他们可以抛开实际，尽情在幻想的世界里翱翔，我们是工程师，一切都要有据可依.有理可寻，不切实际的构想永远只能是构想，永远无法升级为设计。 作为一名专业学生掌握一门或几门制图软件同样是必不可少的，由于本次大作业要求用 auto CAD制图，因此要想更加有效率的制图，我们必须熟练的掌握它。虽然过去从未独立应用过它，但在学习的过程中带着问题去学我发现效率好高，记得大一学CAD时觉得好难就是因为我们没有把自己放在使用者的角度，单单是为了学而学，这样效率当然不会高。边学边用这样才会提高效率，这是我作本次课程设计的第二大收获。但是由于水平有限，难免会有错误，还望老师批评指正。参考文献1濮良贵,纪明刚. 机械设计. 7版. 北京:高等教育出版社, 2001.2张策, 机械原理与机械设计M. 北京：机械工业出版社， 2004.3 吴宗泽,罗胜国. 机械设计课程设计手册. 北京: 高等教育出版社, 2007.