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1、机械设计课程设计2010-2011第2学期姓 名： 胡 中 浩 班 级： B09061061 指导教师： 沈利霞 成 绩： 日期： 2011 年 12 月 目 录1、设计任务书.(2)2、电动机的选择.(3)3、计算传动装置的运动和动力参数.(4)4、传动件设计（齿轮）.(6)5、轴的设计(10)6、滚动轴承校核(18)7、连接设计(19)8、减速器润滑及密封(19)9、箱体及其附件结构设计(20)10、设计总结.(22)11、参考资料.(23)设计内容计算及说明结 果1、设计任务书设计任务书设计题目4：带式运输机传动系统中的展开式二级圆柱齿轮减速器1、系统简图2、工作条件连续单向运转，载荷变
2、化不大，卷筒效率为0,.96(含本卷筒轴承）使用期限为8年（300天/年）两班制。3、原始数据已知条件题 号D1D2D3D4D5D6D7D8D9D10工作拉力F（）1.52.02.52.52.31.91.82.51.92.5输送带速度v（m/s）1.01.11.31.31.31.21.31.41.41.2滚筒直径D(mm)250250250300300300300300300250注：小组成员按次序选题，本设计所选题号为D3。4、传动方案的分析带式输送机由电动机驱动。电动机通过连轴器将动力传入减速器,再经联轴器将动力传至输送机滚筒,带动输送带工作。传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器，其结构
3、简单，但齿轮相对轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级和低速级都采用直齿圆柱齿轮传动。设计内容计算及说明结 果2、电动机的选择电动机的选择1、类型选择电动机的类型根据动力源和工作条件,选用Y（IP44）系列封闭式三相异步电动机。2、功率选择(1)工作机所需功率工作机所需功率为：式中，代入上式得：；(2)电动机所需功率电动机所需功率为：从电动机至卷筒主动轴之间的传动装置的总效率为：查表2-4得： 弹性联轴器传动效率（2个），滚动轴承传动效率 （3对），圆柱齿轮传动效率（8级2对），卷筒滑动轴承传动效率（1对），则：，；(3)电动机额定功率选取电动机额定功率，使，=（1.11.3）查2表2
4、0-5取；设计内容计算及说明结 果3、转速选择根据已知条件计算出工作机卷筒的转速为：，查2推荐二级圆柱齿轮减速器传动比为：；故电动机转速为：r/min4、型号选择符合这一范围的转速有：1000r/min、1500r/min、3000r/min综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和减速器的传动比，选用同步转速为1500r/min的电动机作为原动机。查2表20-5，选定型号为Y132M1-6的电动机。主要性能如下表：型号额定功率满载转速同步转速电动机质量总传动比Y112M-44kW1440r/min1500r/min43kg14.553、计算传动装置的运动和动力参数计算传动装置的运动和动力参数1、
5、传动装置的总传动比及其分配根据电动机的满载转速和滚筒转速可算出传动装置总传动比为：；二级展开式圆柱齿轮减速器传动比分配关系为=（1.11.5）；取=1.3 由i=得(1)高速级的传动比为：(2) 低速级的传动比为： 2、各轴转速将传动装置各轴由高速到低速依次定为0轴、轴、轴，则：=1440r/min =331r/mini=14.55各轴转速=1440r/min=331r/min设计内容计算及说明结 果=99r/min3、各轴功率，4、各轴转矩，；由以上数据得各轴运动及动力参数表：项 目0轴轴轴转速(r/min)144033199功率（kW）3.963.83.65转矩（Nm）26.26109.6
6、4352.1=99r/min各轴功率各轴转矩设计内容计算及说明结 果4、传动件设计(齿轮)4.1 高速级齿轮传动设计传动件设计（齿轮）(按本次机械设计课程设计要求，选用直齿圆柱齿轮)4.1 高速级齿轮传动设计1、选材料、精度等级及齿数(1)由1表11-1选择：小齿轮材料为40Cr（调质），取硬度280HBS，接触疲劳极限，弯曲疲劳极限；大齿轮材料为45钢（调质），取硬度240HBS，接触疲劳极限，弯曲疲劳极限；二者材料硬度差为40HBS；(2)精度等级选用7级精度；(3)试选小齿轮齿数，则大齿轮齿数：2、按齿面接触强度设计查1公式（11-3）有小齿轮最小设计依据：确定公式中的各计算数值：(1)
7、查1表11-3，选择载荷系数；(2)小齿轮的转矩：；(3)查1表11-6，选择齿宽系数；(4)齿数比；(5)由1表11-4，选择弹性影响系数(6)对于标准齿轮，区域系数；(7)查1表11-5，取安全系数，则：小齿轮许用接触应力，设计内容计算及说明结 果大齿轮许用接触应力；计算：小齿轮分度圆直径：=40.766mm；计算圆周速度 计算齿轮宽b b=140.766=40.766mm计算齿高与齿宽之比模数 齿高 计算载荷系数: 根据v=3.18，7级精度，由图10-8查得动载系数；查齿轮，；由表10-2查得使用系数=1；由表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时，=1.417；由，
8、=1.417；查图10-13得故载荷系数 K=;按实际的载荷系数校正所得的分度园直径设计模数：3、按轮齿弯曲强度设计查1有轮齿弯曲强度验算公式（11-6）： 确定公式中的各计算数值：(1)查表10-5，取齿形系数；(2)查表10-5，取应力集中系数；计算大、小齿轮的并加以比较计算：4、决定模数综合按齿面接触强度设计与按轮齿弯曲强度设计结果的比较，以相对大者为基准，并按1表4-1取标准模数。齿数：小齿轮：大齿轮：K=1.573设计内容计算及说明结 果4.2 低速级齿轮传动设计5、几何尺寸计算(1)分度圆直径：，；(2)齿轮齿宽：，取，；(3)中心距：4.2 低速级齿轮传动设计1、选材料、精度等级
9、及齿数(1)由1表11-1选择：小齿轮材料为40Cr（调质），取硬度280HBS，接触疲劳极限，弯曲疲劳极限；大齿轮材料为45钢（调质），取硬度240HBS，接触疲劳极限，弯曲疲劳极限；二者材料硬度差为40HBS；(2)精度等级选用7级精度；(3)试选小齿轮齿数，则大齿轮齿数,取2、按齿面接触强度设计查1公式（11-3）有小齿轮最小设计依据： 确定公式中的各计算数值：(1) 查1表11-3，选择载荷系数；(2)小齿轮的转矩：；(3)查表10-7，选择齿宽系数；m=2设计内容计算及说明结 果 (4)齿数比；(5)由1表11-4，选择弹性系数；(6)对于标准齿轮，区域系数；(7)查1表11-5，取
10、安全系数，则：小齿轮许用接触应力 ，大齿轮许用接触应力；计算：小齿轮分度圆直径：计算圆周速度 计算齿轮宽b b=166.834=66.834mm设计模数：齿高 计算载荷系数。 根据v=1.158，7级精度，由图10-8查得动载系数；查齿轮，；由表10-2查得使用系数=1；由表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时，=1.424；由，=1.424；查图10-13得故载荷系数 K=;按实际的载荷系数校正所得的分度园直径3、按轮齿弯曲强度设计查1有轮齿弯曲强度验算公式（11-6）： 确定公式中的各计算数值：(1)查表10-5，取齿形系数；(2)查表10-5，取应力集中系数。计算大、
11、小齿轮的并加以比较计算：；4、决定模数综合按齿面接触强度设计与按轮齿弯曲强度设计结果的比较，以相对大者为基准，并按1表4-1取标准模数。5、几何尺寸计算(1)分度圆直径：，；(2)齿轮齿宽：，取，；(3)中心距：4.3 传动齿轮主要参数表高速级低速级齿数z281082780中心距a(mm)102107模数m(mm)1.52齿宽b(mm)47425449分度圆直径d(mm)42 16254160 4.3 传动齿轮主要参数表设计内容计算及说明结 果5、轴的设计5.1 高速轴1的设计（在本次设计中为减轻设计负担，只进行高速轴的强度校核）5.1 高速轴1的设计1、选择材料及热处理方式选取轴的材料为45
12、号钢，调质处理。2、初估轴径按扭转强度法估算高速轴的直径，由1表14-2，取常数，由1公式(14-2)，轴的最小直径满足：；此轴的最小直径即安装在联轴器处轴的最小直径，为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。3、选择联轴器查1表17-1，取,则计算转矩：；按照及电动机轴尺寸等限制条件，查3表13-1，选用HL1型弹性柱销联轴器。其公称转矩，半联轴器的孔径d=1222，故取高速轴最小直径。4、初选轴承考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许一定的内外圈轴线偏斜量，大量生产价格最低等因素，根据1表16-2
13、选用深沟球轴承。又根据设计尺寸，由2表18-2选用轴承型号为6205，其，。5、高速轴1的结构设计(1)拟定轴的结构方案如图（采用齿轮轴设计）：选用HL1型弹性柱销联轴器选用6205深沟球轴承设计内容计算及说明结 果(2)各轴段直径与长度的确定1)由所选半联轴器的孔径，取高速轴最小直径；半联轴器与轴配合的毂孔长度为，断的长度应比略短一些，现取；2)为满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端要求制出一轴肩，故取段的直径；轴承端盖的总宽度为30mm（由减速器和轴承端盖的机构设计而定），根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的距离为10mm。故取。3)根据所选轴承尺寸确定， ；
14、4)为满足轴承的轴向定位要求，取，综合中间轴设计取； 5)轴的齿轮段直径，长度；6)由右端轴承轴向固定需求，取直径，长度；至此已初步确定各轴段的直径与长度。(3) 轴上零件的周向固定1)半联轴器与轴的周向定位采用平键联接，配合选H7/k6。按，由1表10-9查得平键的截面，根据该轴段长度，取。2)滚动轴承与轴的周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。(4)轴上倒角与圆角根据4表15-2，取轴端倒角C1.2，各轴肩处的圆角半径见齿轮轴零件图。H7/k6键6630GB/T 1069-1979m6倒角C1.2设计内容计算及说明结 果6、轴的受力分析首先根据轴的结构图作出轴的计算简图
15、。确定轴的支点位置，对与轴承6207，由于它的对中性好所以它的支点在轴承的正中位置。因此作为简支梁的轴的支撑跨距为254mm。计算轴齿轮上的圆周力：，径向力：根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。7、判断危险截面从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出C截面是危险截面。现将C截面处的MH、MV及M的值列于下表：载荷水平面H垂直面V支反力弯矩总弯矩扭矩8、轴的弯扭合成强度校核进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面C）的强度。设计内容计算及说明结 果5.2 中间轴2的设计根据4公式15-5及4表15-4中轴的抗弯截面系数的计算公式，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取
16、=0.6，轴的计算应力：；之前已选定轴的材料为45号调制钢，由4表15-1查得许用弯曲应力。因此，故安全。5.2 中间轴2的设计1、选择材料及热处理方式选取轴的材料为45号钢，调质处理。2、初估轴径按扭转强度法估算高速轴的直径，由1表14-2，取常数，由1公式(14-2)，轴的最小直径满足：；3、初选轴承考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许一定的内外圈轴线偏斜量，大量生产价格最低等因素，根据1表16-2选用深沟球轴承。又根据设计尺寸取，由2表18-2选用轴承型号为6206，其，。5、中间轴2的结构设计(1)拟定轴的结构方案如
17、图：(2)各轴段直径与长度的确定1)根据所选轴承的直径，取中间轴最小直径；综合壁厚及箱体尺寸等因素，现取；选用6206深沟球轴承设计内容计算及说明结 果5.3 低速轴3的设计2)为满足齿轮的轴向定位要求，轴段右端及轴段左端要求制出一轴肩，故取。根据高速级大齿轮及低速级小齿轮的齿宽，分别取，；3)为满足齿轮的轴向定位要求，取。根据齿轮间间隙推荐值，取；至此已初步确定各轴段的直径与长度。(3)轴上零件的周向固定1) 齿轮与轴的周向定位采用平键联接。段平键，按，由1表10-9查得平键的截面，由该轴段长度取。段平键，按，由1表10-9查得平键的截面，由该轴段长度取。同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对
18、中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/n6。2)滚动轴承与轴的周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。(4)轴上倒角与圆角根据4表15-2，取轴端倒角C1，各轴肩处的圆角半径见中间轴零件图。5.3 低速轴3的设计1、选择材料及热处理方式选取轴的材料为40Cr，调质处理。2、初估轴径按扭转强度法估算高速轴的直径，由1表14-2，取常数，由1式(14-2)，轴的最小直径满足：；此轴的最小直径即安装在联轴器处轴的最小直径，为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应，所以需要同时选取联轴器的型号。键10860GB/T 1069-1979键10830GB/T 1069-1979H7/n6
19、m6倒角C1.2设计内容计算及说明结 果3、选择联轴器查1表17-1，取,则计算转矩：；按照及电动机轴尺寸等限制条件，查3表13-1，选用HL3型弹性柱销联轴器。其公称转矩，半联轴器的孔径，故取低速轴3最小直径。4、初选轴承考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许一定的内外圈轴线偏斜量，大量生产价格最低等因素，根据1表16-2选用深沟球轴承。又根据设计尺寸，由2表18-2选用轴承型号为6209，其，。5、低速轴3的结构设计(1)拟定轴的结构方案如图：(2)各轴段直径与长度的确定1)由所选半联轴器的孔径，取低速轴最小直径；半联轴器
20、与轴配合的毂孔长度为，断的长度应比略短一些，现取；2)为满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端要求制出一轴肩，故取段的直径；轴承端盖的总宽度为30mm（由减速器和轴承端盖的机构设计而定），根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的距离为10mm。故取。选用HL3型弹性柱销联轴器选用6209深沟球轴承设计内容计算及说明结 果3)根据所选轴承直径尺寸确定，取，；4)为满足轴承的轴向定位要求，取，综合中间轴设计取；5)为满足齿轮的轴向定位要求，取该段直径，长度；6)根据齿轮几何尺寸，段直径，长度取；至此已初步确定各轴段的直径与长度。(4) 轴上零件的周向固定1) 齿轮，半联轴器
21、与轴的周向定位都采用平键联接。按，由1表10-9查得平键的截面，根据该轴段长度，取。同理按，由1表10-9查得平键的截面，根据该轴段长度，取。同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，故选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/n6。2) 半联轴器与轴得配合选H7/k6。3) 滚动轴承与轴的周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。(4)轴上倒角与圆角根据4表15-2，取轴端倒角C1.6，各轴肩处的圆角半径见低速轴零件图。键10850GB/T 1069-1979键14956GB/T 1069-1979H7/n6H7/k6m6倒角C1.6设计内容计算及说明结 果6、滚动轴承校核滚动轴承校核（
22、本次设计中为减轻设计负担，只进行高速轴上轴承的校核）根据要求对所选的在高速轴1上的两滚动轴承进行校核，深沟球轴承型号均为6207，其基本额定动载荷，基本额定静载荷。前面求得的两个轴承所受的载荷分别为：，；由上可知轴承2所受的载荷大于轴承1，所以只需对轴承2进行校核，如果轴承2满足要求，轴承1也必满足要求。1、求比值对于深沟球轴承所受径向力： 所受的轴向力 ：，根据4表13-5，深沟球轴承的最小e值为0.19，故此时。2、计算当量动载荷P根据4式(13-8a)，按照4表13-5，X=1，Y=0，按照4表13-6，取。则：3、验算轴承的寿命按要求轴承的最短寿命为：；所选轴承6207基本额定寿命，根
23、据4式(13-5)有：；则，故所选的轴承6207满足要求。设计内容计算及说明结 果7、连接设计连接设计（本次设计中为减轻设计负担，只进行高速轴上键的校核）1、选择键连接的类型和尺寸本设计半联轴器与高速轴的周向定位采用单圆头普通平键(C型)联接。按，由1表10-9查得平键的截面尺寸，由该轴段长度取。2、校核键联接的强度由1式(10-26)有平键连接的挤压强度条件：；1)键、轴和联轴器的材料都是钢，承受轻微冲击，由1表10-10查得许用挤压应力，取；2)键的工作长度，则由上式得：；故所选的平键满足强度要求。键的标记为：键6630GB/T 1096-79。8、减速器润滑及密封减速器润滑及密封1、齿轮
24、的润滑由于两对啮合齿轮中的大齿轮直径径相差不大，计算它们的速度：，；，所以齿轮传动可采用浸油润滑，查2表16-1，选用全损耗系统用油（GB/T 433-1989），代号为L-AN32。2、滚动轴承的润滑由于滚动轴承的速度较低，所以可用脂润滑。查2表16-4，选用钠基润滑脂（GB/T 491-1987），代号为ZN-3。3、 减速器的密封为避免油池中稀油溅入轴承座，在齿轮与轴承之间放置挡油环。输入轴与输出轴处用毡圈密封。全损耗系统用油(GB/T 433-1989)，代号为L-AN32钠基润滑脂（GB/T 491-1987），代号为ZN-3设计内容计算及说明结 果9、箱体及其附件结构设计9.1 箱
25、体的结构设计9.2 附件的结构设计箱体及其附件结构设计9.1 箱体的结构设计箱体采用剖分式结构，剖分面通过轴心。下面对箱体进行具体设计。1、确定箱体的尺寸与形状箱体的尺寸直接影响它的刚度，首先确定合理的箱体壁厚。为了保证结合面连接处的局部刚度与接触刚度，箱盖与箱座连接部分都有较厚的连接壁缘，箱座底面凸缘厚度设计得更厚些。2、合理设计肋板；在轴承座孔与箱底接合面处设置加强肋，减少了侧壁的弯曲变形。3、合理选择材料；因为铸铁易切削，抗压性能好，并具有一定的吸振性，且减速器的受载不大，所以箱体可用灰铸铁制成。4、由2表6-5设计减速器的具体结构尺寸见下页表格。9.2 附件的结构设计1、检查孔和视孔盖
26、检查孔用于检查传动件的啮合情况、润滑情况、接触斑点及齿侧间隙，还可用来注入润滑油，检查要开在便于观察传动件啮合区的位置，其尺寸大小应便于检查操作。视孔盖用铸铁制成，它和箱体之间加密封垫。2、放油螺塞放油孔设在箱座底面最低处，其附近留有足够的空间，以便于放容器，箱体底面向放油孔方向倾斜一点，并在其附近形成凹坑，以便于油污的汇集和排放。放油螺塞为六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔的接触面处加封油圈密封。3、油标油标用来指示油面高度，将它设置在便于检查及油面较稳定之处。4、通气器通气器用于通气，使箱内外气压一致，以避免由于运转时箱内温度升高，内压增大，而引起减速器润滑油的渗漏。将通气器设置在检查孔上，
27、其里面还有过滤网可减少灰尘进入。5、起吊装置起吊装置用于拆卸及搬运减速器。减速器箱盖上设有吊孔，箱座凸缘下面设有吊耳，它们就组成了起吊装置。6、起盖螺钉为便于起盖，在箱盖凸缘上装设2个起盖螺钉。拆卸箱盖时，可先拧动此螺钉顶起箱盖。7、定位销在箱体连接凸缘上相距较远处安置一个圆锥销，保证箱体轴承孔的加工精度与装配精度。设计内容计算及说明结 果减速器铸造箱体的结构尺寸名称公式数值(mm)箱座壁厚=0.025a+388箱盖壁厚1=0.02a+388箱体凸缘厚度箱座b=1.512箱盖b1=1.5112箱座底b2=2.520加强肋厚箱座m0.858箱盖m10.858地脚螺钉直径和数目df=0.036a+
28、12M20n=4轴承旁联接螺栓直径d1=0.72 dfM16箱盖和箱座联接螺栓直径d2=0.6 dfM12轴承盖螺钉直径和数目高速轴d3 =0.4-0.5 dfM6n=4中间轴M6低速轴M8轴承盖外径D2高速轴D2=D+5d382中间轴92低速轴120观察孔盖螺钉直径d4=0.4 dfM8df、d1、d2至箱外壁距离dfC126d122d218df、d1、d2至凸缘边缘的距离dfC224d120d216大齿轮齿顶圆与内壁距离11.210齿轮端面与内壁距离210外壁至轴承座端面的距离l1=C2+C1+(510)45设计内容计算及说明结 果10、设计总结11、参考资料设计总结1、 分析方案优缺点(
29、1)能满足所需的传动比；齿轮传动能实现稳定的传动比；(2)选用的齿轮满足强度刚度要求；由于系统所受的载荷不大，在设计中齿轮采用了腹板式齿轮不仅能够满足强度及刚度要求，而且节省材料，降低了加工的成本。(3)轴具有足够的强度及刚度；由于二级展开式齿轮减速器的齿轮相对轴承位置不对称，当其产生弯扭变形时，载荷在齿宽分布不均匀，因此，对轴的设计要求最高，通过了对轴长时间的精心设计，设计的轴具有一定的刚度，保证传动的稳定性。(4)箱体设计的得体；设计减速器的具有较大尺寸的底面积及箱体轮毂，可以增加抗弯扭的惯性，有利于提高箱体的整体刚性。(5) 加工工艺性能好；设计时考虑到要尽量减少工件与刀具的调整次数，以
30、提高加工的精度和生产率。此外，所设计的减速器还具有形状均匀、美观，使用寿命长等优点，可以完全满足设计的要求。(6)由于经验及知识等的欠缺，设计也存在诸多缺点；设计功率、尺寸等相对方案需要的余量过大，造成成本浪费。箱体结构庞大，重量很大。齿轮及轴的计算校核不够精确等。2、 个人心得在做这次课程设计的过程中，我感触最深的当属查阅大量设计的资料了。为了让自己的设计更加完善，查阅这方面的资料是十分必要的，同时也是必不可少的。通过此次机械设计，我对机械零件设计步骤和设计思想，得到了充分掌握，真正地把所学到的知识初步地运用到了实践之中。同时，也从中发现了许多知识掌握不足。设计过程中面对各个未曾学过的问题，
31、逐个攻破，掌握了许多新知识，还对机械设计有了重要的认识。觉得虽然学校没有为我们安排机械设计这门课程，但对于内燃机专业的学生，我们应该也必须学好这门课。也因为自学时间及基础知识的有限，导致学习心得不够深刻，不能对现学的知识达到熟练的运用，这还需要在今后不断的学习和提高。虽然机械设计课程设计已经完成，但应当承认，我的设计的全面性还不够，考虑问题的周密性也不强，所设计的最后结果还没有达到最优效果。这其中有多方面原因，这包括对所学或未学的知识理解不透，也包括我们对实践中的机械零件的不够了解。课程设计让我有机会把理论和实践相结合，学会了用理论去指导实践，同时也只有通过实践检验才知道理论正确与否。同时在这次设计中我深刻体会到机械设计发展的速度之快，在社会各领域的地位也越来越高。因此在这方面我们应不断学习，不断更新知识，不断充实自己，这样才能适应信息时代的发展。最后，感谢老师给我们机械设计基础的教学以及本次课程设计的指导。参考资料参考文献：1杨可桢，程光蕴，李仲生.机械设计基础(第5版).北京:高等教育出版社，2006.2王旭，王积森.机械设计课程设计.北京：机械工业出版社，2003.3宋宝玉，吴宗泽.机械设计课程设计指导书.北京：高等教育出版社，2006.4濮良贵，纪名刚.机械设计(第八版).北京：高等教育出版社，2006.
