【溫馨提示】 dwg后綴的文件為CAD圖，可編輯，無水印，高清圖，，壓縮包內(nèi)文檔可直接點開預(yù)覽，需要原稿請自助充值下載，請見壓縮包內(nèi)的文件，所見才能所得，下載可得到【資源目錄】下的所有文件哦--有疑問可咨詢QQ:1304139763 或 414951605
課程設(shè)計(說明書)
鏈式輸送機傳動裝置中的減速器設(shè)計
（二級圓錐圓柱齒輪減速器設(shè)計）
學(xué)生姓名
學(xué)院名稱
專業(yè)名稱
指導(dǎo)教師
2013年
1月
7日
目 錄
1 設(shè)計任務(wù)書 2
2 圓錐圓柱齒輪減速器的總體設(shè)計 3
2.1 電動機的選擇和動力參數(shù)的計算 4
2.2傳動裝置總傳動比的計算和各級傳動比的分配 5
2.3計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 6
3 傳動零件的設(shè)計計算 7
3.1 高速級圓錐齒輪傳動設(shè)計 7
3.2 低速級圓柱直齒輪的設(shè)計： 11
4 軸的設(shè)計 14
4.1中間軸的設(shè)計 14
4.2 高速軸的設(shè)計 19
4.3 低速軸的設(shè)計 19
5 軸承的選擇和計算 20
5.1 中間軸的軸承的選擇和計算 20
5.2 高速軸的軸承的選擇和計算 22
5.3 低速軸的軸承的選擇和計算 22
6 減速器鑄造箱體的主要結(jié)構(gòu)尺寸 22
7 鍵聯(lián)接的選擇和強度校核 24
結(jié) 論 25
致 謝 25
1 設(shè)計任務(wù)書
一、 課程設(shè)計題目：
設(shè)計一鏈式運輸機用的減速器（簡圖如下）
原始數(shù)據(jù)：
已知條件：輸送鏈工作拉力 F (N) 3000
輸送鏈速度 V（ｍ/ｓ） 0.9
輸送鏈齒數(shù) Z（ｍｍ） 16
輸送鏈節(jié)距 P（ｍｍ） 100
工作條件：
設(shè)計一用于鏈式運輸機上的圓錐齒輪減速器。連續(xù)單向運動，輕微沖擊，每天工作16小時，引鏈容許速度誤差為-5％到5％，輸送鏈效率0.96，使用期限10年。
2 圓錐圓柱齒輪減速器的總體設(shè)計
2.1 電動機的選擇
（1）選擇電動機的類型
按工作條件和要求，選用一般用途的Y系列三相異步電動機。
電壓380V。
（2）選擇電動機的功率
電動機所需工作功率為：P=P／；
工作機所需功率為：P=Fv／1000；
查表確定各部分裝置的效率：聯(lián)軸器傳動效率1=0.99，滾動軸承傳動效率（一對）2=4=6=8=9=0.99，圓錐齒輪傳動效率3=0.96，圓柱齒輪傳動效率5=0.99，傳動鏈輪效率7=0.96,分析傳動裝置傳動過程可得：
傳動裝置的總效率為：=1●2 ●3●4●5●6●7●8●9；
所以=0.99×0.995×0.96×0.99×0.96=0.859；
所以所需電動機功率為：P= Fv／1000=3000×0.9/1000×0.859=3.14kW
查表，選取電動機的額定功率P=4kW。
（3）選擇電動機的轉(zhuǎn)速
鏈式運輸機工作轉(zhuǎn)速
=60×1000V/ZP=60X1000X0.9/16X100=33.75r/min
由于兩級圓錐-圓柱齒輪減速器一般傳動比為8~15，鏈傳動的傳動比范圍2~5。故電動機的轉(zhuǎn)速的可選范圍為=(16~75） =（540~2532）r/min。
可見同步轉(zhuǎn)速為750r/min，1000r/min ，1500r/min 的電動機都符合，而轉(zhuǎn)速越高總傳動比越大傳動裝置的結(jié)構(gòu)會越大，成本越高,所以應(yīng)綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格及總傳動比，選定電動機型號為Y132M1-6.
電動機型號
額定功率（kw）
電動機轉(zhuǎn)速（r/min）
電動機質(zhì)量（kg）
同步
滿載
Y132M1-6
4
1000
960
73
2.2 確定傳動裝置的傳動比及其分配
1、傳動裝置總傳動比ia
=960/33.75=28.44
2、分配各級傳動比
為了使減速器的傳動比小一些，鏈傳動的傳動比范圍2~5，取，則減速器的傳動比為i=ia/i0=28.44/5=5.688
為了避免圓錐齒輪過大，制造困難，并考慮齒輪的浸油深度，取高速級傳動比i=2.5，低速級傳動比為i=i/i1=5.688/2.5=2.28
高速級為圓錐齒輪其傳動比應(yīng)小些約。
取定各傳動比，當前的總傳動比
傳動后運輸鏈速度的誤差為Δ：
Δ=，在運輸鏈允許誤差±5%內(nèi)。
2.3 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)
（1）各軸的輸入功率
軸0（電動機軸）：P0= P=4 kW
軸Ⅰ（高速軸）P= P012=4×0.99×0.99=3.92kW
軸Ⅱ（中間軸）P= P34=3.92×0.99×0.96=3.73 kW
軸Ⅲ（低速軸）P= P56=3.73×0.99×0.99=3.66kW
軸Ⅳ（鏈輪軸）P4= P78=3.66×0.96×0.99=3.48kW
（2）各軸的轉(zhuǎn)速
軸0：n0= n=960r/min
軸Ⅰ：n= n0／1=960／1=960 r/min
軸Ⅱ：n=n1／i1=960／2.5=384r/min
軸Ⅲ：n=n2／i2=384／2.28=168.42r/min
軸Ⅳ：n4=n3／i0=168.42／5=33.68 r/min
（3）各軸的輸入轉(zhuǎn)矩
軸0：T0=T=9550=9550×≈39.79 Nm
軸Ⅰ：T=9550=9550×≈39Nm
軸Ⅱ：T=9550=9550×≈92.76Nm
軸Ⅲ：T=9550=9550×≈207.53 Nm
軸Ⅳ：T4=9550=9550×=986.76Nm
表2-1 設(shè)計軸的傳動特性表
軸名
輸入功率P（kW）
轉(zhuǎn)速n（r/min）
輸入轉(zhuǎn)矩T（Nm）
電動機軸
4
960
39.79
軸Ⅰ
3.92
960
39
軸Ⅱ
3.73
384
92.76
軸Ⅲ
3.66
168.42
207.53
鏈輪軸
3.48
33.68
986.76
3 傳動零件的設(shè)計計算
3.1 高速級圓錐齒輪傳動設(shè)計
（1）選擇齒輪類型、材料、精度以及參數(shù)
① 選用圓錐直齒齒輪傳動
② 選用齒輪材料：選取大小齒輪材料均為45鋼，小齒輪調(diào)質(zhì)處理齒面硬度取240HBS；大齒輪正火處理齒面硬度取200HBS。
③ 選取齒輪為8級精度（GB10095—88）
④ 選取小齒輪齒數(shù)Z=26，Z=Z=2.5×26≈65
（2）按齒面接觸疲勞強度設(shè)計
首先確定計算參數(shù)
（a）使用系數(shù)KA：查表得KA=1.0
（b）使用系數(shù)KV：查圖得KV=1.3
（c）齒間載荷分配系數(shù)KHa：估計KAKt/b<100N/mm,
cos===0.9285
cos===0.3714
當量齒數(shù)：ZV1=Z1/cos=26/cos=28
ZV2=Z2/ cos=65/ cos=175
當量齒輪的重合度：=[1.88-3.2×（1/ ZV1+1/ ZV2）]
=1.88-3.2×（1/28+1/175）
=1.747
Z==0.867
（d）KH=1/ Z2=1/（0.878）2=1.33
（e）查取齒向載荷分布系數(shù)K=1.2
所以載荷系數(shù)K：K=KAKV KH K=1.0×1.3×1.3×1.2=2.028
轉(zhuǎn)矩T1=39Nm=39000Nmm
（f）查取齒寬系數(shù)=0.3
（g）查得彈性影響系數(shù)=189.8
（h）查得區(qū)域系數(shù)=2.5
（i）查取材料接觸疲勞強度極限：查圖得，小齒輪為=580Mpa,大齒輪=540 Mpa
（j）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N
N=60 thn1=60×10×365×16×960=3.36×109
N==5.91×108
（k）查表得：對N1,取m1=14.16,對N2取m2=17.56（m為疲勞曲線方程指數(shù)）
ZN1===1.025
ZN2==1.075
（l）查得接觸疲勞強度最小安全系數(shù)S=1.05
（m）計算許用接觸應(yīng)力[]：
[]===566.19 Mpa
[]==552.86 Mpa
（n）小齒輪大端分度圓直徑d1：
=
=31.86mm
即d1=32mm
（3）確定主要參數(shù)：
（a）大端模數(shù)m：m=d1/z1=32/26=1.23,即m=2
（b）大端分度圓直徑d1=m z1=26×2=52mm
d2=mz2=65×2=130mm
（c）錐距R：R==70
（d）齒寬b：b=R=70x0.3=21，取整b=21
(4)輪齒彎曲疲勞強度驗算：
（a）齒形系數(shù)YFa1=2.65, YFa2=2.15
（b）應(yīng)力修正系數(shù)YSa按當量齒數(shù)查圖得：
YSa1=1.67，YSa2=2.25
（c）重合度系數(shù)Y：Y=0.25+=0.25+=0.68
（d）齒間載荷分配系數(shù)KFa：KFa=1/ Y=1/0.68=1.47
載荷系數(shù)K：K=2.028
（e）齒根工作應(yīng)力：=
=
=125.34N/mm2
==137.02 N/mm2
（f）彎曲疲勞極限由圖查得：=230 N/mm2
210 N/mm2
由表查得：N0=3×106，m=49.91(為疲勞曲線方程指數(shù))
（g）彎曲壽命系數(shù)YN：YN1===0.9
YN2==0.91
（h） 由圖查得尺寸系數(shù)：YX=1.0
（i）彎曲疲勞強度最小安全系數(shù)SFmin查得：SFmin=1.25
（j）許用彎曲疲勞應(yīng)力：
===165.6N/mm2
===152.88 N/mm2
（k）彎曲疲勞強度校核：
=125.34 N/mm2〈
=137.02N/mm2〈
所以滿足彎曲疲勞強度要求。（注：本節(jié)查表查圖見《機械工程及自動化簡明設(shè)計手冊》 葉偉昌 2001）
（5）齒輪傳動幾何尺寸計算
幾何尺寸計算結(jié)果列于下表3-1：（取，,）
表3-1 圓錐齒輪參數(shù)（單位mm）
名 稱
代號
計算公式
結(jié) 果
小齒輪
大齒輪
傳 動 比
法面模數(shù)
法面壓力角
標準值
齒 數(shù)
分度圓直徑
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
齒 寬
3.2 低速級圓柱直齒輪的設(shè)計：
（1）選擇齒輪類型、材料、精度以及參數(shù)
①選用齒輪材料：選取大小齒輪材料均為45鋼，小齒輪調(diào)質(zhì)處理齒面硬度取240HBS；大齒輪正火處理齒面硬度取200HBS。
② 選取齒輪為8級精度（GB10095—88）
③ 選取小齒輪齒數(shù)Z=25，Z=Z=2.28×25=57
（2）設(shè)計計算：
①設(shè)計準則：按齒面接觸疲勞強度設(shè)計，再按齒根彎曲疲勞強度校核。
②按齒面接觸疲勞強度設(shè)計
其中
，
（a）查圖選取材料的接觸疲勞極限應(yīng)力為：
小齒輪為=580Mpa,大齒輪=560 Mpa。
（b）由圖查得彎曲疲勞極限：=230 N/mm2
210 N/mm2
（c）應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N：
N=60 thn1=60×10×365×16×960=3.36×109
N==1.47×109
（d）由圖查得接觸疲勞壽命系數(shù)
（e）由圖查得彎曲疲勞壽命系數(shù)；
（f）查表得接觸疲勞安全系數(shù)=1；彎曲疲勞安全系數(shù)=1.4；
又=2.0，試選=1.3。
（g）求許用接觸應(yīng)力和許用彎曲應(yīng)力：
=580Mpa;
=571Mpa;
=230×2×1/1.4Mpa=328Mpa;
=300Mpa.
（h）將有關(guān)值代入下式得：
=
即：=57.9mm
則=1.16m/s
∴/100=24×1.16/100=0.28 m/s
（i）查圖可得，由表查得，；取，
則1.25×1.09×1.05×1=1.431
修正=57.9×1.03mm=59.637mm
（j）m= 所以由表取標準模數(shù)m=3mm.
（k）計算幾何尺寸：
=3×25=75mm，
3×57=171mm,
a=m(Z1+Z2)/2=123mm,
b=1×59.637mm=60mm,
取b2=65 b1=b2+10=75mm
(3).校核齒跟彎曲疲勞強度：
由圖可查得
由下式校核大小齒輪的彎曲強度：
，即Mpa<;
MPa = 87.8MPa<;
所以滿足彎曲疲勞強度要求。（注：本節(jié)查表查圖見《機械工程及自動化簡明設(shè)計手冊》 葉偉昌 2001）
（4）齒輪傳動幾何尺寸計算
幾何尺寸計算結(jié)果列于下表3-2：（取，）
表3-2 圓柱齒輪的參數(shù)（單位mm）
名 稱
代號
計算公式
結(jié) 果
小齒輪
大齒輪
中 心 距
=
傳 動 比
法面模數(shù)
法面壓力角
標準值
齒 數(shù)
分度圓直徑
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
齒 寬
大齒輪采用腹板式鍛造齒輪機構(gòu)。小齒輪與軸材料相同采用齒輪軸。
4 軸的設(shè)計
4.1中間軸的設(shè)計
（1）選擇軸的材料
根據(jù)所設(shè)計的軸零件選用45鋼，加工方法為調(diào)質(zhì)處理。查軸的常用材料及其力學(xué)性能，得抗拉強度，屈服點。查軸的許用彎曲應(yīng)力表，得，，。
（2）按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的最小直徑
取C=106，得≥
（3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
圖4-1 中間軸裝配草圖
按軸的結(jié)構(gòu)和強度要求選取安裝軸承處①和⑥的軸徑d=45mm，初選軸承型號為30209圓錐滾子軸承（GB/T297—94），裝齒輪②處的軸徑d=50mm，軸肩③直徑
d=55mm，齒輪軸④處的齒頂圓直徑d=108mm，軸肩⑤直徑d=50 mm，軸的裝配草圖如圖所示，兩軸承支點之間的距離為=
式中——軸承寬度，查得30209軸承=20 mm
——齒輪端面與軸承端面的距離=35.5
——錐齒輪的寬度，=30mm
——兩齒輪輪轂端面之間的距離=6mm
——圓柱齒端面和軸承端面的距離=27.5
——圓柱齒輪的寬度，=115mm
（4）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度
① 計算作用在軸上的力
（a）錐齒輪受力分析
圓周力
徑向力
軸向力
（b）圓柱齒輪受力分析
圓周力
徑向力
② 計算支反力
水平面：
=
求得：，
再由，得：
垂直面：，，
求得
再由，
③ 作彎矩圖
水平面彎矩 ：
垂直面彎矩 ：
④ 合成彎矩 ：
⑤ 轉(zhuǎn)矩
⑥計算當量彎矩
單向運轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)折合系數(shù)取為：
B截面的當量彎矩為
⑦ 校核軸徑
分別校核B，C截面，校核該截面直徑
考慮到鍵槽的設(shè)計會降低軸的強度，所以軸的設(shè)計應(yīng)在原來設(shè)計基礎(chǔ)上增大5%，
則
.
結(jié)構(gòu)設(shè)計確定的最小直徑B為50mm，C為55mm，所以強度足夠。
（5）軸的校核
圖4-2 中間軸的受力分析及彎扭矩圖
（6）軸的結(jié)構(gòu)
圖4-3 中間軸結(jié)構(gòu)
4.2 高速軸的設(shè)計
（1）選擇軸的材料
根據(jù)所設(shè)計的軸零件選用45鋼，加工方法為調(diào)質(zhì)處理。查軸的常用材料及其力學(xué)性能，得抗拉強度，屈服點。查軸的許用彎曲應(yīng)力表，得，，。
（2）按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的最小直徑
取C=106，得≥
（3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
按軸的結(jié)構(gòu)和強度要求選取聯(lián)軸承處的軸徑d=30，初選軸承型號為30208圓錐滾子軸承（GB/T297—94），長度尺寸根據(jù)結(jié)構(gòu)進行具體的設(shè)計，校核的方法與中間軸相類似，經(jīng)過具體的設(shè)計和校核，得該齒輪軸結(jié)構(gòu)是符合要求的。
4.3 低速軸的設(shè)計
（1）選擇軸的材料
根據(jù)所設(shè)計的軸零件選用45鋼，加工方法為調(diào)質(zhì)處理。查軸的常用材料及其力學(xué)性能，得抗拉強度，屈服點。查軸的許用彎曲應(yīng)力表，得，，。
( 2 ) 初步估算軸的最小直徑
取C=106，得≥
（3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
按軸的結(jié)構(gòu)和強度要求選取聯(lián)軸承處的軸徑d=65，初選軸承型號為30214圓錐滾子軸承（GB/T297—94）。其中長度尺寸根據(jù)中間軸的結(jié)構(gòu)進行具體的設(shè)計，校核的方法與中間軸相類似，經(jīng)過具體的設(shè)計和校核，得該齒輪軸結(jié)構(gòu)是符合要求的，是安全的，軸的結(jié)構(gòu)如圖所示：
圖4-5 低速軸結(jié)構(gòu)
5 軸承的選擇和計算
5.1 中間軸的軸承的選擇和計算
按軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，初步選用30209（GB/T297—94）圓錐滾子軸承
（1） 計算軸承載荷
圖5-1 中間軸軸承的受力簡圖
① 軸承的徑向載荷
軸承A：
軸承B：
② 軸承的軸向載荷
查表可得圓錐滾子軸承的內(nèi)部軸向力計算公式為
查表可得30209軸承的Y=1.5。
故，方向為自左向右；
，方向為自右向左。
由，故軸承A被壓緊，B被放松。
所以，兩軸承的總軸向力為：
，。
③ 計算當量動載荷
由表查得圓錐滾子軸承30209的
取載荷系數(shù)，
軸承A：>e
則
軸承B：＜e
則
④ 計算軸承壽命
因為＞，軸承B受載大，所以按軸承B計算壽命，查得30209軸承基本額定載荷，軸承工作溫度小于，取溫度系數(shù)，則軸承壽命，
若按8年的使用壽命計算，兩班制工作，軸承的預(yù)期壽命為
，＞,所以所選軸承合適。
5.2 高速軸的軸承的選擇和計算
按軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，選用30208（GB/T297—94）圓錐滾子軸承，經(jīng)校核所選軸承能滿足使用壽命，合適。
5.3 低速軸的軸承的選擇和計算
按軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，選用30213（GB/T297—94）圓錐滾子軸承，經(jīng)校核所選軸承能滿足使用壽命，合適。
6 減速器鑄造箱體的主要結(jié)構(gòu)尺寸
(1) 箱座（體）壁厚：=≥8，取=10，其中=210；
(2) 箱蓋壁厚：=0.02a+3≥8，取=8；
(3) 箱座、箱蓋、箱座底的凸緣厚度：，,；
(4) 地腳螺栓直徑及數(shù)目：根據(jù)=210，得，根據(jù)螺栓的標準規(guī)格，選得20，數(shù)目為6個；
(5) 軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑：；
(6) 箱蓋、箱座聯(lián)結(jié)螺栓直徑：=10～12，取=10；
(7) 軸承端蓋螺釘直徑：
表6-1 減速器所用螺釘規(guī)格
高速軸
中間軸
低速軸
軸承座孔（外圈）直徑
80
85
125
軸承端蓋螺釘直徑
8
10
10
螺 釘 數(shù) 目
6
6
6
(8) 檢查孔蓋螺釘直徑：本減速器為二級傳動減速器，所以取=5；
(9) 螺栓相關(guān)尺寸：視具體設(shè)計情況而定，以圖紙設(shè)計為準
(10) 軸承座外徑：，其中為軸承外圈直徑，
把數(shù)據(jù)代入上述公式，得數(shù)據(jù)如下：
高速軸：mm取為125mm;
中間軸：取為130mm;
低速軸：取為180mm.
(11) 軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓的距離：以螺栓和螺釘互不干涉為準盡量靠近；
(12) 軸承旁凸臺半徑：40mm，根據(jù)結(jié)構(gòu)而定；
(13) 軸承旁凸臺高度：根據(jù)低速軸軸承外徑和扳手空間的要求，由結(jié)構(gòu)確定；
(14) 箱外壁至軸承座端面的距離：，取=60mm；
(15) 箱蓋、箱座的肋厚：≥0.85，取=8mm，≥0.85，取=10mm；
(16) 大齒輪頂圓與箱內(nèi)壁之間的距離：≥1.2，取=20mm；
(17) 鑄造斜度、過渡斜度、鑄造外圓角、內(nèi)圓角：鑄造斜度=1：10，
過渡斜度=1：20，鑄造外圓角=5，鑄造內(nèi)圓角=3。
7 鍵聯(lián)接的選擇和強度校核
（1）錐齒輪與軸的鍵聯(lián)接
① 選用普通平鍵（A型）
按中間軸裝齒輪處的軸徑=50，以及輪轂長=50，
查表，選用鍵14×45GB1096—79。
② 強度校核
鍵材料選用45鋼，查表知，鍵的工作長度，，按公式的擠壓應(yīng)力
＜
所以鍵的聯(lián)接的強度是足夠的，選用本鍵合適。
（2） 低速軸和高速軸上的鍵效核方法同上，材料同樣選用45鋼。
經(jīng)效核，合格。
結(jié) 論
減速器的設(shè)計是一個較為復(fù)雜的過程，期間設(shè)計計算、繪制工程圖、編制工藝等等，都是較為繁瑣的事情。但隨著科學(xué)技術(shù)的發(fā)展這些過程都變的簡單化。為了適應(yīng)現(xiàn)代市場的需求，就必須運用計算機輔助設(shè)計技術(shù)解決過去計算繁瑣，繪圖工作量大及工作效率低，更新速度慢的問題。
通過本設(shè)計我對各種減速器的結(jié)構(gòu)和設(shè)計步驟有了一個大概的了解，對以前所學(xué)的專業(yè)知識作了一個很好的總結(jié)，設(shè)計中尚有很多不合理和不理解的地方，以待在今后的學(xué)習(xí)工作中來彌補。
致 謝
感謝學(xué)校和系里為我們學(xué)生提供了優(yōu)越的學(xué)習(xí)環(huán)境和學(xué)習(xí)條件，使我們能夠順利的完成設(shè)計的任務(wù)。我要對所有幫助過我的老師我同學(xué)說一聲感謝，你們都辛苦了！
參考文獻
[1].王旭主編 機械設(shè)計課程設(shè)計 機械工業(yè)出版社 2006.
[2].徐錦康主編 機械設(shè)計 高等教育出版社 2006．
[3].沈世德主編 機械原理 機械工業(yè)出版社 2007．
[4].單祖輝主編 工程力學(xué) 高等教育出版社 2004.
[5].王章忠主編 機械工程材料 機械工業(yè)出版社 2007.
[6].王伯平主編 互換性與測量技術(shù)基礎(chǔ) 機械工業(yè)出版社 2009.
[7].左曉明主編 工程制圖 機械工業(yè)出版社 2007.
[8].吉衛(wèi)喜主編 機械制造技術(shù) 機械工業(yè)出版社 2008.
[9].丁國琴主編 計算機輔助設(shè)計組合機床主軸箱.山東農(nóng)機. 2002.
[10].姚永明主編 非標準設(shè)備設(shè)計 上海交通大學(xué)出版社 1999．
[11]葉偉昌.機械工程及自動化簡明設(shè)計手冊（上冊）.北京：機械工業(yè)出版社，2001
[12]徐錦康.機械設(shè)計.北京：機械工業(yè)出版社，2001
[13]成大先.機械設(shè)計手冊（第四版 第四卷）.北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2002